52449987-oleohidraulica (1)
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ESCUELA UNIVERSITARIA POLITÉCNICA UNIBERTSITATE-ESKOLA POLITEKNIKOA
SAN SEBASTIÁN-DONOSTIA
SISTEMAS NEUMÁTICOS Y OLEOHIDRÁULICOS
Oleohidráulica
Ingeniería Técnica Industrial en Electrónica y Mecánica
Almandoz Berrondo, Javier Mongelos Oquiñena, Belen Pellejero Salaberria, Idoia
Área de Mecánica de Fluidos Setiembre de 2007
No entiendes realmente algo a menos
que seas capaz de explicarselo a tu
abuela.”
Albert Einstein (1879-1955)
“La educación científica de los jóvenes es al menos tan importante, quiza incluso más,
que la propia investigación.”
Glenn Theodore Seaborg (1912-1999)
“El genio es un uno por ciento de inspiración, y un noventa y nueve por ciento de transpiración.”
Thomas Alva Edison (1847-1931)
INDICE
1. FUNDAMENTOS ……………………………………………………………………………….................1
1.1 Clasificación de la Oleohidráulica ……………………………………………………………....................3
1.2 Diferencias entre los diferentes tipos de Oleohidráulica…………………………………………...............5
1.3 Circuitos elementales ………………………………………………………………………………............6
1.4 Normativa …………………………………………………………………….……………………............8
2. PROPIEDADES DE LOS ACEITES ………………………………………………………………….....9
2.1 Tipos de aceites ……………………………………………………………………………………..........15
3. EL GRUPO HIDRÁULICO ..................................................................................................................18
3.1 El tanque hidráulico.....................................................................................................................................18
3.2 Bombas hidráulicas ................................................................................................................................19 3.2.1 Bombas alternativas ..................................................................................................................20
3.2.2 Bombas rotativas ..................................................................................................................28
3.3 Válvula de seguridad ................................................................................................................................33
3.4 Filtros ..............................................................................................................................................33
4. ACTUADORES ...............................................................................................................................40
4.1 Motores lineales (cilindros) .................................................................................................................40
4.2 Motores de giro oscilante .................................................................................................................42
4.3 Motores rotativos de giro continuo ...................................................................................................43
5. VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS ......................................................................45
5.1 Válvulas direccionales o distribuidoras ...................................................................................................45
5.2 Válvulas de bloqueo ................................................................................................................................51
5.3 Válvulas de presión ................................................................................................................................57 5.3.1 Válvula limitadoras de presión .....................................................................................57 5.3.2 Cconectadoras y desconectadoras (válvulas de secuencia) ......................................................60 5.3.3 Reductoras de presión ...................................................................................................60
5.4 Válvulas de caudal ................................................................................................................................63 5.4.1 Válvulas reguladoras de caudal ...................................................................................................64
5.4.2 Divisor de caudal ..................................................................................................................66
5.5 Acumuladores hidráulicos ..................................................................................................................67
5.5.1 Tipos de acumuladores ..................................................................................................................69
5.5.2 Funcionamiento de un acumulador .....................................................................................71
5.5.3 Dimensionamiento de un acumulador .....................................................................................73
5.6 Multiplicadores de presión ..................................................................................................................75
5.7 Técnicas de conexión ................................................................................................................................76
5.8 Otros accesorios ................................................................................................................................77
6. CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS ...................................................................................................79
6.1 Circuito diferencial ...............................................................................................................................79
6.2 Circuito con dos actuadores en serie ...................................................................................................81
6.3 Circuito con actuadores en paralelo ...................................................................................................83
6.4 Circuito con grandes cargas a tracción ...................................................................................................85
6.5 Control de la secuencia en dos cilindros ...................................................................................................87
6.6 Prensa hidráulica ................................................................................................................................89
6.7 Taladrado con diferentes velocidades de avance .....................................................................................92
6.8 Circuitos para un motor hidráulico ...................................................................................................95
6.9 Circuito completo con la mayor parte de símbolos iso 1219 6-20 ........................................................98
7. HIDRÁULICA PROPORCIONAL Y SERVOHIDRÁULICA ......................................................103
7.1 Válvulas proporcionales ................................................................................................................103 7.1.1 Control de las válvulas proporcionales ...................................................................................105
7.1.2 Válvulas proporcionales direccionales ...................................................................................106
7.1.3 Válvula proporcional de caudal .................................................................................................113
7.2 Servoválvulas ..............................................................................................................................115
8. CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO ....................................................................120
8.1 Selección del cilindro ..............................................................................................................................121
8.2 Válvula distribuidora ..............................................................................................................................124
8.3 Tuberías ............................................................................................................................................126
8.4 Selección de la bomba .............................................................................................................................128
8.5 Válvula de seguridad ..............................................................................................................................131
8.6 Acumulador hidráulico ................................................................................................................132
8.7 Tanque ..................................................................................................................................................136
8.8 Refrigerador ............................................................................................................................................136
APENDICE
SIMBOLOGÍA…………………………………………………………….............……………………….A-1
BIBLIOGRAFÍA………………………………………………………..........…………………………….A-5
FUNDAMENTOS
1
1. FUNDAMENTOS
La oleohidráulica debido a su gran campo de utilización en la industria y a la dificultad de
pronunciar una palabra tan larga, ha adoptado en ocasiones la denominación más amplia y quizás
incorrecta de hidráulica; lo lógico o más coherente sería que se le denominara "oleólica", como le
gustaría a Groote, autor de buenos libros sobre el tema.
La oleohidráulica se define como la tecnología que trata de la producción, transmisión y
control de movimientos y esfuerzos por medio de líquidos a presión, principalmente aceites,
ayudados o no por elementos eléctricos y electrónicos.
Los accionamientos realizados en las máquinas pueden ser mecánicos, eléctricos,
electrónicos, neumáticos o hidráulicos, cada uno de los cuales tienen sus ventajas y sus
inconvenientes, expuestos en el apartado 1.1 de los apuntes de neumática, habiendo de tenerlos
en cuenta para seleccionar el más idóneo en cada caso.
Los accionamientos hidráulicos tienen ventajas singulares, de tal manera que los hacen
imprescindibles en la construcción de gran número de máquinas, siendo utilizados
fundamentalmente en aquellas tecnologías donde se requiera realizar importantes esfuerzos,
principalmente lineales, y en los que se exija alta precisión, de tal manera que el desarrollo de
éstas sin la oleohidráulica hubiera sido más limitado, o por lo menos diferente. En la figura 1-1 se
representan algunas aplicaciones características de la oleohidráulica.
Figura 1-1. Aplicaciones de la Oleohidráulica.
Los campos de aplicación de la oleohidráulica son múltiples pero se pueden concretar en
dos: Oleohidráulica estacionaria (máquinas herramientas, maquinaria textil, prensas, siderurgia,
OLEOHIDRÁULICA
2
industria de plásticos, cementeras, minería, industria y maquinaria pesada en general);
Oleohidráulica móvil (maquinaria de obras civiles, maquinaria agrícola, automóviles, grúas,
ferrocarriles, armamento, naves, aeronaves..). Su campo de aplicación, en resumen, está donde
se requiera realizar esfuerzos importantes y/o precisos.
Ello es debido, entre otras causas, a que posee las siguientes ventajas:
☺ La oleohidráulica permite obtener elevados esfuerzos con elementos de tamaño reducido
por medio de grandes presiones. Pueden, por tanto, obtenerse importantes momentos y
grandes potencias. La relación potencia/peso en hidráulica tiene un valor muy reducido en
de 3 a 5 veces menor.
☺ Debido a lo anterior las fuerzas remanentes de inercia son pequeñas, lo que proporciona
una serie de ventajas y posibilidades, como son:
☺ Permite conseguir movimientos suaves, exentos de vibraciones con el ritmo que se desee:
movimientos rápidos de aproximación y retroceso con movimientos lentos de trabajo. La
ausencia de vibraciones permite obtener acabados de calidad.
☺ Posibilidad de regular la carrera de trabajo con gran precisión.
☺ Posibilidad de obtener ciclos automáticos de trabajo de manera similar a la Neumática,
pero con más lentitud.
☺ Fácil transformación de un movimiento giratorio en rectilíneo o lineal y viceversa.
☺ Posibilidad de regular de manera continua los esfuerzos, momentos y velocidades desde
cero hasta una velocidad máxima.
☺ Las variaciones de presión pueden conseguirse de manera continua o progresiva y a
impulsos.
☺ Facilidad para invertir la marcha de manera cuasi instantánea.
☺ Ausencia de problemas de sobrecarga, el accionamiento se parará pero no se estropeará
cuando la carga sea excesiva, poniéndose inmediatamente en marcha cuando descienda
ésta. El accionamiento hidráulico parado consume energía, mientras que en el caso
neumático el consumo es nulo.
☺ Facilidad para evitar sobrepresiones mediante válvulas de seguridad.
☺ Posibilidad, aunque limitada, de ubicar el sistema hidráulico donde se desee,
independientemente de los otros órganos de la máquina.
☺ Facilidad para normalizar los elementos de los circuitos hidráulicos.
☺ Costos relativamente bajos. Mantenimiento reducido, simplicidad, versatilidad.
☺ Relativa facilidad para producir órdenes de mando, sin embargo superado muy
ampliamente por la electricidad y la electrónica.
FUNDAMENTOS
3
☺ En combinación con la electricidad, la electrónica y la informática se ha conseguido una
gran simplicidad en el mando y facilidad de regulación, constituyendo un tándem de
grandísimas posibilidades y realidades. Abre paso al mando a distancia. Se suele afirmar
que la electricidad constituye los nervios y la hidráulica los músculos.
Por contra la hidráulica tiene algunos defectos:
� Los movimientos no son tan perfectos como se quisiera debido a la falta de rigidez
absoluta del aceite; el módulo de elasticidad volumétrico de los líquidos no es infinito, es
decir, su compresibilidad no es nula. La variación de viscosidad del aceite con la
temperatura y la presión produce variaciones en las pérdidas de carga en los conductos y
en las válvulas y modifica el volumen de fugas.
� Las pérdidas de carga en las tuberías y válvulas disminuyen el rendimiento del sistema y
limitan las velocidades en las tuberías, para que aquellas no lleguen a valores excesivos.
� Las pérdidas por fugas en cilindros y sistemas de sellado disminuyen el rendimiento del
sistema y las velocidades de desplazamiento de los actuadores. Minorar fugas exige
tuberías buenas y cilindros y válvulas con mecanizados de alta precisión y por tanto
costosos.
� Los elementos utilizados son algo ruidosos, del orden de 80 decibelios A.
� En determinados casos la tecnología se complica y requiere especialistas en su uso y
mantenimiento
Todas las ventajas enumeradas anteriormente, pese a los inconvenientes citados, hacen a
la hidráulica extraordinariamente útil y muy empleada en numerosas tecnologías.
1.1 Clasificación de la oleohidráulica
La hidráulica actualmente puede dividirse en tres estadios:
1. oleohidráulica convencional y modular
2. oleohidráulica proporcional
3. oleohidráulica de servoválvulas
La hidráulica convencional utiliza componentes o válvulas todo o nada, pasa líquido o no
pasa, utiliza regulaciones normales, mecánicas (levas, pulsadores, rodillos), pilotados con circuitos
hidráulicos auxiliares o eléctricas con electroimán normal. Su gran limitación es la dificultad de
regulación precisa de fuerza y velocidad. Se entiende aquí por oleohidráulica no sólo ésta en sí,
sino también la electrooleohidráulica, aunque no suele recibir este nombre tan largo, sino
simplemente hidráulica.
La hidráulica modular es igual a la convencional salvo en lo que pudiera denominarse
ordenación del "cableado". Intentando minorar tuberías para eliminar fugas y pérdidas de carga, se
OLEOHIDRÁULICA
4
acoplan las válvulas y componentes formando módulos. Además con cierta normalización se ha
conseguido minorar costos.
La oleohidráulica de servoválvulas, aparecida sobre 1950, es utilizada fundamentalmente
para regulación. Un mando eléctrico recoge señales eléctricas de entrada para transformarlas en
una señal mecánica de posición. Se consigue un mando proporcional intensidad - caudal y por
tanto regulación de velocidad (electro - hidráulico). Se obtiene un mando proporcional intensidad -
presión y por tanto regulaciones de fuerza (electro - hidráulica). Son componentes de alta calidad.
Resuelve problemas que la hidráulica convencional no resuelve.
Las servoválvulas contienen una mecánica de alta precisión, que requiere un aceite muy
limpio, y por tanto un filtrado muy exigente (5 a 10 µm). Se utiliza en los casos en que se requiere
gran precisión: error bastante menor del 3% en fuerzas y del 1% en posiciones. Se obtiene una
precisión de posicionamiento de 0,01 mm. También se utiliza en el caso de movimientos a
frecuencias altas, superiores a 10 Hz.
La hidráulica con servoválvulas es perfecta pero costosa y difícil, pero si no se utiliza no se
resuelven los problemas de la hidráulica convencional: regular con gran precisión fuerzas y
velocidades (presiones y caudales).
Una solución intermedia entre ambas tecnologías es la hidráulica proporcional. Utilizada
principalmente para mando y en cierta medida en regulación. Se recuerda que en la regulación se
autocorrige la magnitud obtenida si no concuerda con la deseada, mientras que en el mando no.
La hidráulica convencional para conseguir la regulación produce golpes de ariete y otros
efectos secundarios que sacuden la máquina en ese instante y que no permite gran precisión.
Otra dificultad es la corrección del valor resultante, comparándolo con el valor deseado.
Todos estos problemas vienen a ser resueltos por la aparición de las válvulas de control
direccional capaces de ofrecer una apertura controlada a voluntad, mediante una señal eléctrica.
Esto es la hidráulica proporcional.
Los componentes proporcionales se caracterizan por:
• La magnitud hidráulica controlada (p o Q), proporcional a la intensidad eléctrica.
• La corriente continua de entrada es similar a la de los electroimanes
convencionales.
Las impurezas admisibles en el aceite son superiores que en las servoválvulas (25 µm en
vez de 10 µm).
Para los reguladores de posición el caudal máximo es 3 dm3/min, lo cual obliga para
caudales superiores a utilizar un elemento pilotado.
La hidráulica proporcional no elimina la convencional sino que la complementa; una
solución con técnica proporcional puede simplificar considerablemente un circuito.
FUNDAMENTOS
5
1.2 Diferencias entre los diferentes tipos de oleohidráulica
Se acompaña un cuadro en el que se comparan la hidráulica convencional con la
hidráulica que emplea servoválvulas y válvulas proporcionales.
Hidráulica convencional y modular
Hidráulica proporcional Hidráulica con servoválvulas
75% de las aplicaciones >20% de las aplicaciones <5% de las aplicaciones.
Regulaciones fijas de fuerza y velocidad con soluciones fáciles
Considerable simplificación y versatilidad de los circuitos de regulación y posicionados.
Considerable simplificación y versatilidad de los circuitos de regulación y posicionado.
Circuitos todo o nada Regulaciones de fuerza, velocidad y posición.
Regulaciones de fuerza, velocidad y posición de gran precisión hasta 0,01 mm.
Posicionados imprecisos. más menos 1 mm según casos
Respuesta más lenta < 10 Hz. Rapidez de respuesta > 10 Hz.
Regulaciones variables difíciles
Control a distancia Control a distancia
Cambios bruscos Facilidad en el cambio de información
Facilidad en el cambio de información.
Posibilidades de unión con la informática a través de autómatas programables.
Control electrónico. Necesidad de comunicación A/D.
Electrónica más compleja.
Filtración > 20 µm admisibles Filtración < 25 µm Filtración < 10µm.
Componentes intercambiables sin dificultad a nivel internacional
Componentes de difícil intercambiabilidad en cuanto a características.
Componentes de difícil intercambiabilidad en cuanto a características.
Componentes económicos Componentes más económicos que las servoválvulas.
Componentes caros
Estudios realizables por un gran número de aplicadores
Estudios difícilmente realizables por el aplicador
Estudios difícilmente realizables por el aplicador
Mantenimiento fácil Mantenimiento más fácil que en servoválvulas.
Mantenimiento delicado
1.3 CIRCUITOS ELEMENTALES
Un circuito oleohidráulico básico consta de una bomba que proporciona la presión del
aceite, una conducción por donde se transporta y un cilindro donde llega el aceite y se realiza el
esfuerzo, tal como se observa en la figura 1-2.
OLEOHIDRÁULICA
6
Mediante una fuerza F1 accionada en un cilindro de sección A1 se obtiene una presión en
el líquido p = F1/A1; esta presión se transmite, según lo expresa el teorema de Pascal, por la
conducción hasta el cilindro mayor de sección A2, consiguiendo con ello una fuerza F2 = p.A2. Esto
es el fundamento de la palanca hidráulica o de la prensa hidráulica. Como se observa el esfuerzo
obtenido es proporcional a la presión.
Bomba cilindro
carga
A1
Q
F1F2
A2
Figura 1-2. Circuito oleohidráulico básico.
Por otra parte si en el cilindro pequeño se va incrementando la fuerza que en él se hace,
se aumenta la presión en el líquido hasta llegar un momento en que se alcanza la presión
necesaria para vencer la carga dispuesta en el cilindro grande; a partir de este instante no se
incrementa la presión, sino que la carga comenzará a desplazarse. La presión siempre se adecua
a la resistencia que se opone al flujo. La velocidad con que se desplaza la carga es proporcional al
caudal aportado por la bomba. La posición de la carga en un determinado instante es proporcional
al volumen de líquido que haya entrado en el cilindro, es decir a aquel que haya aportado la
bomba.
El circuito básico de la figura 1-3 ha de completarse para cumplir adecuadamente con su
misión, en primer término con un depósito que aporte el aceite necesario y una bomba,
maniobrada con un motor eléctrico o de explosión, pero además será necesario dotar al circuito de
al menos determinados mecanismos que influyan en el sentido de desplazamiento del cilindro, en
su velocidad de desplazamiento y en la presión del sistema.
FUNDAMENTOS
7
1
2
3
6
4
5
7
3.13.2
0
A B
P T
A B
PT
S
P
8
1A
1V4
1V3
1V2
1V1
1P
1Z1
Figura 1-3. Circuito oleohidráulico.
En la figura 1-4 se representa un circuito más completo en el que la bomba (1) absorbe el
aceite de un depósito (2) cuya superficie se encuentra en contacto con la atmósfera y lo impulsa
por un sistema de tuberías a un cilindro. El cilindro (3) consta de un émbolo (3.1) y un vástago
(3.2). El aceite a presión actúa sobre el émbolo produciendo un esfuerzo que transmite al vástago
que es el que en última instancia realiza la fuerza requerida.
Para conseguir que el vástago pueda desplazarse en uno u otro sentido se dispone de
una válvula distribuidora (4) que según cual sea la posición que adopte su corredera permite que
el aceite a presión se dirija a uno u otro lado del émbolo. Por otra parte el aceite situado al otro
lado del émbolo se dirige a través de la misma válvula hacia el depósito de aspiración de la bomba
para que pueda ser utilizado de nuevo.
La bomba utilizada en estos circuitos es de desplazamiento positivo y en principio
proporciona caudal casi constante independiente de la presión que se le exija y como ya se ha
OLEOHIDRÁULICA
8
dicho más arriba ésta depende de la fuerza requerida. Pues bien cuando el émbolo alcanza uno
de los extremos del cilindro no será capaz de avanzar más por que éste se encontrará arriostrado.
En tal caso la presión aumentaría indefinidamente si es que no se dispusiera algún elemento que
la limitara. Esto es lo que consigue la válvula limitadora de presión o de seguridad (5) que una vez
alcanzada una determinada presión de consigna se abre y deriva la totalidad o parte del caudal,
según los casos, hacia el depósito de aspiración, que en los circuitos oleohidráulicos suele recibir
el nombre de tanque.
Si se quiere influir sobre la velocidad con que se desplace el vástago se ha de variar el
caudal con que circula el aceite por las tuberías, para ello se dispondrá una válvula estranguladora
(6), derivándose el caudal sobrante por la válvula de seguridad (5).
En la práctica los circuitos se dibujan de la manera simple y esquemática expuesta
atendiendo a la norma ISO 1219, de forma prácticamente igual que en la neumática, tal como se
muestra en la figura 1-3. En cada elemento se ha indicado la nomenclatura señalada en tal norma.
1.4 NORMATIVA
La normativa más importante a aplicar en la oleohidráulica es la siguiente:
ISO 1219 Transmisiones hidráulicas y neumáticas. Símbolos gráficos.
ISO 4406 Calidad del aceite por su filtrado.
ISO 4413 Transmisiones hidráulicas. Reglas generales para la instalación y la utilización de equipos en los sistemas de transmisión mando.
ISO 4414 Ídem Neumáticas.
ISO 4572 Efectividad de un filtro según la prueba Multipas.
VDMA 605.12 Características de los aceites.
VDI/VDE 2173 Medidas características aerodinámicas de las válvulas (Factor de paso).
ISO 2909 Índice de viscosidad.
DIN 51519 Clasificación de la viscosidad.
DIN 51524 Clasificación de los aceites según su viscosidad.
DIN 24312 Presiones, definiciones, etapas de presión.
DIN 2391C Tuberías de acero al carbono, estirado sin soldadura en atmósfera de argón.
La simbología de los elementos utilizados se acompaña en el apéndice.
PROPIEDADES DE LOS ACEITES
9
2. PROPIEDADES DE LOS ACEITES
En principio para transmitir energía de presión se podría utilizar cualquier líquido. Sin
embargo si se usara agua por ejemplo generaría problemas de corrosión, de ebullición y de
congelación. Normalmente se usan aceites hidráulicos procedentes de la destilación del petróleo
en aquellas instalaciones en las que no haya riesgo de fuego. Si existiera dicho riesgo se
utilizarían emulsiones agua – aceite o aceites sintéticos. En cualquier caso los aceites hidráulicos
deben cumplir con unas características básicas: Deben lubricar los elementos móviles, deben
proteger contra la corrosión, tienen el punto de ebullición alto y el punto de congelación más bajo
que el del agua, transmiten energía por medio del aumento de presión y disipan el calor generado
por las pérdidas de carga.
La primera propiedad es su densidad, es decir su masa por unidad de volumen. Es
frecuente conocer esta propiedad a través de lo que se denomina densidad relativa, es decir el
cociente entre la densidad del cuerpo considerado y la del agua. Se representa por S. En el caso
de aceites se suele utilizar la densidad en grados API (American Institute Petroleum); la relación
entre este parámetro y S vale:
S
SAPI
5,1315,141º
−=
Así se tiene que el agua tiene una densidad de 10º API y un aceite puede tener una
densidad entre 25 y 45º API.
La propiedad que tienen los fluidos que los diferencia de los sólidos es la viscosidad,
gracias a la cual se oponen a su movimiento. Existen dos formas de medir la viscosidad de un
fluido: a través de consideraciones científicas y empíricas.
Para medir la viscosidad absoluta o dinámica (µ) se utiliza la unidad del SI el Poiseuille -
Pl (kg m-1 s-1), o bien en dimensiones de presión.tiempo, siendo el Poiseuille = Pascal.segundo
(Pa.s).
La viscosidad del agua a 20 ° = 1 mPl = 0,001 Pa.s y la del aceite mineral a 20° = 35 mPl.
Para medir la viscosidad cinemática, equivalente a la viscosidad dinámica dividida por la
densidad, se emplea la unidad del SI, sin nombre concreto, m2s-1 y en ocasiones el mm2s-1 = 10-6
m2s-1
La viscosidad del agua a 20° = 1 mm2s-1 y la del aceite mineral a 20° = 40 mm2s-1
Entre las viscosidades empíricas destaca el método de Engler, que mide la viscosidad en
grados Engler (°E).Esta medida se relaciona con la viscosidad cinemática mediante la fórmula de
Ubbelohde.
νννν νννννννν
( ) , (º ),
(º )mm s E
E2 1 7 32
6 31−−−− ==== −−−−
OLEOHIDRÁULICA
10
La viscosidad del agua a 20ºC es 1º Engler.
Un importante método de identificar aceites hidráulicos es por la especificación de la clase
de viscosidad. La norma ISO así como la DIN 51524 clasifican los aceites a intervalos de
viscosidad a 40 ºC. Tal y como se muestra en el cuadro siguiente.
Viscosidad cinemática (mm2/s) a 40 ºC Clase de viscosidad
ISO Máxima Mínima
ISO VG 10 9 11
ISO VG 22 19,8 24,2
ISO VG 32 28,8 35,2
ISO VG 46 41,4 50,6
ISO VG 68 61,2 74,8
ISO VG 100 90 110
También para medir la viscosidad de los aceites se utilizan con frecuencia los números
SAE (Society of Automotive Enginers), que marcan intervalos de viscosidad. Una equivalencia
entre clases SAE e ISO-VG se puede ver en el cuadro siguiente.
Clase SAE ISO - VG Area de aplicación
30
100
Instalaciones estacionarias en lugares cerrados y altas temperaturas
68 20 W
46 10 W
32
A temperaturas normales
5 W
22
Para instalaciones al aire libre. Hidráulica móvil
(15)
10
En lugares fríos
PROPIEDADES DE LOS ACEITES
11
Figura 2-1. Variación de la viscosidad cinemática con la temperatura.
Variación de la viscosidad
Una cuestión fundamental en los circuitos oleohidráulicos es la variación de la viscosidad
por la modificación de determinados parámetros; principalmente se altera con la temperatura;
también lo hace con la presión, pero tan solo si su modificación es muy importante.
La variación de la viscosidad con la temperatura se conoce a través del denominado
Índice de Viscosidad – VI -, obtenido mediante consideraciones empíricas. Un índice de viscosidad
alto corresponde a fluidos de viscosidad bastante estable al variar la temperatura, mientras que si
su valor es bajo señala que el aceite presenta modificaciones importantes con la temperatura. Los
aceites utilizados en oleohidráulica deben tener un índice de viscosidad superior a 75.
La variación de la viscosidad con la presión viene definida por:
OLEOHIDRÁULICA
12
µp =µ0 eαp
donde:
µp es la viscosidad a una presión absoluta de p bar
µ0 es la viscosidad a la presión atmosférica
α posee los valores siguientes para diferentes temperaturas
20°C = 0,0024 bar-1
50°C = 0,00205 bar-1
100º C = 0,00147 bar-1
De dichas fórmulas resulta, por ejemplo, que la viscosidad para una presión de 100 bar y a
50 °C es 1,22 veces que la correspondiente a la presión atmosférica e igual temperatura; por otra
parte se observa que la viscosidad aumenta con la presión y disminuye con la temperatura en los
líquidos.
Compresibilidad
Se define la compresibilidad de un fluido como la capacidad para disminuir su volumen
cuando se incrementa la presión a la que se encuentra sometido. Se cuantifica mediante el
módulo de elasticidad volumétrico K, que representa el cociente entre la variación de presión y la
variación unitaria de volumen:
∀∀∆∆−
=p
K
obviamente tiene dimensiones de presión. El signo menos se añade para que el valor de K sea
positivo. Cuanto mayor sea K tanto más incompresible será el fluido. En ocasiones se utiliza su
inverso, β, denominado coeficiente de compresibilidad.
Debido al elevado valor del módulo de elasticidad volumétrico de los líquidos en ocasiones
puedan ser considerados como incompresibles e incluso así se les llega a adjetivar.
El valor correspondiente al agua es:
Kagua= 2,1⋅109 Pa = 21.000 bar
El de un aceite medio vale:
Kaceite= 1,6⋅109 Pa = 16.000 bar
esto supone que para variar tan solo un 1% el volumen de aceite se ha de someter al fluido a una
presión de 160 bar o que basta disminuir su volumen un 1% para incrementar la presión 160 bar
Por otra parte el módulo de elasticidad volumétrico de un líquido no varía linealmente con
la presión sino que llega un momento en que lo hace de manera exponencial, con lo cual para
PROPIEDADES DE LOS ACEITES
13
conseguir una misma reducción de volumen a presiones altas es necesario provocar un aumento
de la presión muchísimo mayor que a presiones reducidas.
Hasta los 300 bar puede considerarse que el módulo de elasticidad volumétrico es
constante, siendo la disminución de volumen, para el aceite, aproximádamente de 0,7% cada 100
bar de incremento de presión; a partir de este momento la compresibilidad aumenta de la forma
que expresa la figura 2-2 reduciéndose, por tanto, el porcentaje indicado.
p
K
300 bar Figura 2-2. Variación del módulo de elasticidad volumétrico con la presión.
Otra cuestión a tener en cuenta en la compresibilidad de los líquidos es la cantidad de aire
disuelto en el líquido.
Caudal de compresibilidad
Cuando un cilindro llega al final de su carrera, la bomba sigue proporcionando un caudal
que hace aumentar la presión en aquél; este caudal es llamado caudal de compresibilidad. A
continuación se va a relacionar el caudal con el incremento de presión.
Como se ha expresado un poco más arriba el módulo de elasticidad volumétrico se define
matemáticamente como:
ρρρ
ρρ
ρ d
d
d
d
d
d pmpm
m
pmpK
2
ρ∆
∆=
−−=
−=∀
∀−= (1)
Por otro lado por definición caudal másico equivale a:
( )t
Vttt
mm
d
d
d
d
d
d
d
d ρρ+
∀=
∀==
•ρ (2)
El primero de los sumandos se refiere a la variación de la masa debida a la variación del
volumen mientras que el segundo sumando indica la variación de caudal másico a causa de la
compresibilidad. De la primera expresión se puede deducir:
OLEOHIDRÁULICA
14
dt
dp
Kdt
ddp
Kd
d
d ρρρρ
ρ=→=→=
pK ρ (3)
Si se sustituye (3) en (2) se obtiene:
t
p
Ktt
m
d
d
d
d
d
d ρ∀+
∀= ρ
Si se divide todo por ρ y teniendo en cuenta que dm/dt=ρ⋅Q:
t
p
Kt d
d
d
dQ
∀+
∀=
En el momento en que el cilindro llega a su final de carrera dV/dt = 0 luego el único caudal
que será necesario aportar será el debido a la compresibilidad, que será:
t
p
K d
dQ
∀=
Si se admite una variación lineal de la presión con el tiempo:
t
p
K ∆∆∀
=Q o bien ∀
∆⋅⋅=∆
tKQp
Si, por ejemplo, Q = 2 l/min, K = 16.000 bar, ∆t = 0,2 s, el cilindro tiene un diámetro de 100
mm y una carrera de 300 mm, el incremento de presión alcanzaría un valor de:
barp 45,24 =⋅⋅⋅
⋅⋅=∆
−
603,01,04
2,0000.1610.22
3
π
Otras propiedades de los aceites
Además de las propiedades señaladas los aceites poseen otra serie de características que
tienen una gran importancia en su utilización en la oleohidráulica. De entre ellas destacan las
siguientes:
Índice de desemulsión. Caracteriza la mayor o menor facilidad que presenta un aceite
para separarse del agua que pudiera contener. El aceite y el agua forman emulsiones que no son
convenientes en los circuitos. Por ello es bueno que los aceites tengan un buen índice de
desemulsión. Existen métodos para medir dicho índice entre los que cabe destacar el de Herschel
y el indicado por ASTM. En un circuito oleohidráulico el agua se introduce fundamentalmente por
condensaciones.
Poder antiespumante: Es la propiedad por la que un líquido se separa del aire que
contiene. Todos los aceites contienen aire disuelto en una proporción del 10% en volumen
aproximadamente, siendo su solubilidad directamente proporcional a la presión e inversamente a
la temperatura.
PROPIEDADES DE LOS ACEITES
15
Cuando el aceite después de trabajar a una presión alta pasa al tanque a la presión
atmosférica, debido a la disminución de la solubilidad, se desprenden burbujas de aire
produciendo espumas, que es necesario eliminar.
Poder anticorrosivo: Es necesario incorporar a los aceites algún aditivo antioxidante para
evitar la acción corrosiva de la humedad. Los circuitos que funcionan intermitentemente sufren una
acción corrosiva superior a los que trabajan de manera continua.
Punto de congelación: Este parámetro adquiere una importancia singular en los caso en
que los circuitos oleohidráulicos han de trabajar a muy bajas temperaturas, como el caso de
maquinaria móvil.
Punto de anilina: Define el poder disolvente del aceite sobre las juntas, empaquetaduras y
otros elementos de cierre de tuberías, válvulas y cilindros. Un valor alto de este índice puede
producir ablandamiento, henchimiento y disgregación de determinados materiales.
Propiedades lubricantes: Los aceites a utilizar en un circuito oleohidráulico han de tener
buenas propiedades lubricantes con el fin de que los cilindros, motores y bombas se comporten
correctamente. Las propiedades lubricantes se concretan en una buena formación de película,
para lo que se requiere una adecuada untuosidad, es decir una determinada adsorción física y
química del aceite por las partes metálicas.
2.1 Tipos de fluidos hidráulicos
Los fluidos usados en hidráulica se pueden clasificar en los siguientes grupos:
Aceite mineral: procedentes de la destilación del petróleo
� Emulsiones aceite/agua (taladrinas)
� Mezcla agua/poliglicol
� Líquidos sintéticos: sintetizados en laboratorio.
Los más comunes son los aceites basados en aceite mineral, que según la clase CETOP
RP75H puede ser:
HH: aceite sin aditivos.
HL: aceite con aditivos especiales para mejorar el poder anticorrosivo y la durabilidad del
fluido. Forma parte de los denominados fluidos de circulación universales, para aplicaciones y
usos diversos. Está especialmente recomendado para su uso en sistemas y circuitos hidráulicos
que no requieran características antidesgaste. Poseen buenas cualidades antioxidantes y
anticorrosivas.
HM: es un aceite HL con más aditivos para mejorar las propiedades antidesgaste. Dentro
de la hidráulica industrial de tipo convencional, el tipo HM, satisface las exigencias de los sistemas
hidrostáticos más modernos, que incorporan bombas de última generación de paletas y de
OLEOHIDRÁULICA
16
engranajes, que operan a muy alta presión y con gran variación de temperaturas. El grado ISO HM
46, cubre los requisitos de viscosidad de la mayoría de los sistemas, simplificando el número de
aceites a almacenar. El ISO HM 32 puede operar 10º C por debajo del límite de posibilidad de
bombeo fijado para el ISO HM 46. El grado ISO HM 68 está especialmente indicado para operar a
altas temperaturas y presiones.
HLP: parecido al tipo HP pero con aditivos para evitar el desgaste. Especialmente
recomendado en sistemas con microfiltros que requieren fluidos con alta resistencia a la
degradación térmica y a la oxidación, con el fin de evitar la formación de lacas en servoválvulas y
lodos en los diferentes actuadores hidráulicos. Especialmente recomendado en sistemas
hidrostáticos que requieran fluidos hidráulicos de tipo antidesgaste y extrema presión.
HV: que es un aceite HM más aditivos para mejorar el índice de viscosidad.
Se pueden clasificar los aceites también en función de si son fácilmente inflamables o
poseen una buena resistencia al fuego. Dentro del primer grupo están los aceites minerales de los
que se ha hablado antes. En ciertas aplicaciones la combinación de un aceite a presión y una
fuente de calor, puede suponer un grave riesgo de incendio. De hecho, una simple fuga de aceite
a elevada presión en el circuito, produce una pulverización del fluido que se proyecta a gran
distancia, y si entra en contacto con una llama, chispa eléctrica, metal caliente, etc. la inflamación
es instantánea. Por tanto son desaconsejables en aplicaciones como: máquinas de fundir a
presión, máquinas de inyección, trenes de laminación, mecanismos de basculación de hornos, etc.
y especialmente indicados por ejemplo en maquinaria de obras civiles.
Dentro del segundo grupo, se tienen dos tipos bien definidos: aquellos en los que la
resistencia al fuego es proporcionada por una estructura química y en segundo lugar los aceites
mezclados con agua, con objeto de que ésta les confiera la adecuada ininflamabilidad que ellos no
tienen. Al primer subgrupo pertenecen los materiales sintéticos en particular los ester-fosfatos y los
hidrocarburos clorados. Al segundo subgrupo pertenecen las mezclas agua-glicol y las emulsiones
agua en aceite y aceite en agua.
Según las normas VDMA 24317 y 24320 se clasifican de la siguiente forma:
Fluido tipo Norma VDMA Composición % de contenido de agua
HFA 24 320 Emulsión aceite - agua 80 … 98
HFB 24 317 Emulsión agua – aceite 40
HFC 24 317 Solución acuosa p.e. agua - glicol 35 … 55
HFD 24 317 Solución no acuosa ester-fosfato 0 … 0,1
TIPO HE biodegradable: Aceites especiales de bases sintéticas y vegetales destinados a
evitar el impacto medioambiental de las fugas de los sistemas hidráulicos. De alta capacidad para
ser metabolizados por organismos vivos. Poseen una buena estabilidad térmica con muy elevado
PROPIEDADES DE LOS ACEITES
17
índice de viscosidad. La actual gama comprende aceites de amplio campo de temperaturas de
utilización (BEMA OIL HM-S) y normales (BEMA OIL HM-C). Recomendado en sistemas
hidráulicos de maquinaria y aplicaciones industriales que requieran la utilización de un aceite
biodegradable. Especificaciones: DIN 51524 Parte 3, ISO 6743/4 TIPO HE.
A continuación se acompañan las características de un aceite comercial, concretamente el
CEPSA HIDRAULICO HL: aceite lubricante formulado con bases parafínicas altamente refinadas.
UTILIZACION: especialmente recomendado para sistemas de circulación donde se
requieran buenas propiedades anti-oxidantes y contra la corrosión.
PRESTACIONES:
� Alta resistencia a la oxidación y herrumbre.
� Buenas características antiespumantes.
� Moderadas características antidesgaste.
� Fluidez a bajas temperaturas.
� Excelente comportamiento frente a juntas y elastómeros.
� Capacidad de eliminación de forma rápida del aire ocluido en el
aceite.
Las características técnicas se reflejan en el cuadro siguiente:
HIDRAULICO HL GRADO ISO
CARACTERISTICAS NORMA ASTM 32 46 68
Densidad 15 ºC, g/cm3 D-4052 0,872 0,878 0,882
P. Inflamación V/A, ºC D-92 210 215 220
P. Congelación, ºC D-97 -24 -21 -18
Viscosidad a 40 ºC, mm2/s D-445 31 48,3 66,7
Índice de Viscosidad D-2270 100 100 100
OLEOHIDRÁULICA
18
3. EL GRUPO HIDRÁULICO
La creación de la energía en un sistema hidráulico se realiza por medio de la bomba, que
normalmente va unida a una serie de elementos, formando lo que se conoce como grupo
hidráulico.
El grupo hidráulico se compone principalmente de un depósito o tanque (figura 3-1), una
bomba, una válvula de seguridad, un manómetro y dos racores por lo menos, uno de toma de
presión P y otro de vuelta al tanque T. La línea L permite recoger el aceite producido por las fugas.
Casi siempre suelen llevar algún tipo de filtro y si el grupo es un poco grande necesitará de
refrigeradores y calentadores del aceite. Muchas veces las válvulas de control van incorporadas
en el propio grupo conectadas en forma modular para minorar el número de tuberías y juntas.
Además se añaden cada vez más elementos de sensórica para la automatización, es decir,
presostatos, sensores de nivel, de temperatura, y de presión, caudalímetros etc.
3.1 El tanque hidráulico
El depósito, o más comúnmente llamado tanque, cumple diferentes funciones. En primer
término es el depósito de aspiración e impulsión del sistema de bombeo, además sirve de almacén
y reserva de aceite. Por otra parte tiene como misiones la separación, en lo posible, del aire del
líquido hidráulico, la refrigeración del aceite por simple transmisión de calor por sus paredes al
exterior, la toma de contacto del aceite con la presión atmosférica y, por último, su estructura sirve
de soporte de la bomba, del motor de accionamiento y de otros elementos auxiliares.
El tanque dispone de los elementos siguientes:
• Filtro de llenado y aireador (1).
• Visor de nivel máximo y mínimo (2).
• Placa separadora retorno – aspiración (3).
• Tapón de vaciado (4).
• Tapa para limpieza (5)
Todo depósito debe estar lo suficientemente ventilado para poder eliminar las burbujas de
aire disueltas en el aceite. Además se debe poner en contacto el aceite a la presión atmosférica.
Pero por otro lado se debe evitar que la polución del ambiente contamine el fluido hidráulico. Esta
es la misión del tapón de llenado y aireador.
Las partículas sólidas más gruesas y los lodos formados por degradación del aceite se
van acumulando en la parte inferior del tanque. Cada cierto tiempo habrá que hacer labores de
mantenimiento, vaciado del tanque de aceite y limpieza del mismo. Para ello se dispone de la tapa
(5). La chapa separadora (3) sirve para evitar el paso de burbujas de aire del retorno hacia la
aspiración de la bomba, ya que hay que tener en cuenta que el tanque sirve al mismo tiempo de
EL GRUPO HIDRÁULICO
19
depósito de aspiración e impulsión del sistema. Estas burbujas son debidas a la caída del aceite
por el tubo de retorno. El tubo de retorno ha de tener longitud suficiente para introducirse dentro
del líquido en el tanque y evitar las salpicaduras que formarían espuma si el aceite saltara
libremente. Es muy usual disponer conjuntamente con el visor de nivel, un termómetro para
controlar no sólo el nivel de líquido sino también su temperatura.
Figura 3-1. Tanque hidráulico.
Para el dimensionamiento del tanque se suele adoptar la norma empírica que dice que el
volumen de aquél ha de ser igual a 3 a 5 veces el volumen impulsado por la bomba en un minuto.
3.2 Bombas hidráulicas
Las bombas en los circuitos hidráulicos han de proporcionar un caudal relativamente
pequeño con una gran presión. El tipo de bombas idóneas para prestar tal servicio son las de
desplazamiento positivo, es decir, aquellas que están basadas en el teorema de Pascal.
Este tipo de bombas, como es sabido, se clasifican, atendiendo al movimiento del
elemento desplazador, en:
� Bombas alternativas
1
2
31
4
5
OLEOHIDRÁULICA
20
� Bombas rotativas
El caudal que proporcionan es en principio independiente de la presión generada, ya que
será equivalente al volumen de una cilindrada por el número de éstas por unidad de tiempo; sin
embargo, la presión hace que se produzcan pérdidas volumétricas, es decir que parte del líquido
pase a uno u otro lado del elemento desplazador e incluso fugue al exterior, o bien las válvulas, si
dispone de ellas, no se abran o cierren en el momento adecuado, por ello el caudal disminuye algo
a medida que se incrementa la presión. La curva característica que relaciona presión y caudal es
por tanto prácticamente una recta horizontal (figura 3-2). La regulación del caudal puede
conseguirse mediante la variación de la velocidad de giro o, normalmente, gracias a la
modificación de la cilindrada.
p
Q
teórico
real
Figura 3-2. Curva característica Caudal – Presión de una bomba de desplazamiento positivo.
La altura o presión engendrada teóricamente no tiene tope, sin embargo en la práctica
está limitada por cuestiones tecnológicas obvias que aconsejan que cada tipo de bomba no
exceda de una determinada presión, e incluso lo normal es impedir pase ésta de un determinado
valor mediante una válvula de seguridad. Se construyen bombas alternativas para presiones de
hasta 320 bar e incluso bastante mayores y rotativas hasta 250 bar o superiores. En los apartados
siguientes se explican dichos tipos de bombas.
Aunque las bombas alternativas y rotativas son ambas de desplazamiento positivo y
tienen el mismo principio de fundamento, trabajan de manera algo diferente que aconseja
explicarlas por separado.
3.2.1 Bombas alternativas
Las bombas alternativas constan esencialmente de una carcasa cilíndrica con un émbolo
desplazable alternativamente en uno y otro sentido, dentro de aquélla, y unas válvulas por donde
EL GRUPO HIDRÁULICO
21
penetra el líquido en la bomba y se impulsa hacia la descarga. En ciertos casos, las válvulas se
sustituyen por lumbreras, también denominadas troneras, que son simples orificios que comunican
las tuberías de aspiración e impulsión con el interior de la carcasa de la bomba.
El émbolo al desplazarse en uno y otro sentido, respectivamente, crea una depresión que
aspira el líquido del depósito de aspiración, y genera una compresión que lo desplaza hacia la
tubería de impulsión. Se dice que cuando el émbolo se desplaza en un sentido genera un volumen
en el que penetra líquido. Cuando lo hace en el sentido contrario disminuye el volumen y, por
tanto, el líquido situado en la cámara incrementa su presión hasta el momento en que abre la
válvula de impulsión al vencer la fuerza producida por el líquido situado en la tubería de descarga,
instante en que el líquido empieza a inyectarse en esta última. En la figura 3-3 puede apreciarse el
esquema de una bomba de émbolo en las dos fases de su funcionamiento.
MO
VIM
IEN
TO
TUBO DESUCCIÓN
VÁLVULA DERETENCIÓNDE SUCCIÓN
VÁLVULA DERETENCIÓN DEDESCARGA
TUBO DEDESCARGA
ÉMBOLO
ÉMPAQUE
MO
VIM
IEN
TO
TUBO DESUCCIÓN
VÁLVULA DERETENCIÓNDE SUCCIÓN
VÁLVULA DERETENCIÓN DEDESCARGA
TUBO DEDESCARGA
ÉMBOLO
ÉMPAQUE
Figura 3-3. Esquema de bomba de émbolo.
Los elementos fundamentales de este tipo de bombas son la cámara cilíndrica, el pistón o
émbolo que se desplaza en su interior, el vástago que relaciona el émbolo con el elemento motor y
las válvulas o lumbreras. Entre el émbolo y el cilindro y entre éste y el vástago, en el punto de
salida hacia el exterior, es preciso producir la estanquidad suficiente para que el líquido no pase
OLEOHIDRÁULICA
22
de una a otra cara del émbolo y no salga al exterior, respectivamente. En las bombas utilizadas en
la oleohidráulica el émbolo y el vástago forman una única pieza denominada émbolo buzo.
Debido al funcionamiento de estas bombas, maniobradas mediante un motor giratorio de
arrastre y un sistema biela manivela, el caudal proporcionado es muy variable con el tiempo,
siguiendo una curva senoidal (figura 3-4).
t
Q
π 2π 3π
Figura 3-4. Caudal proporcionado por una bomba alternativa en función del tiempo.
Para atenuar la variación del caudal es muy frecuente la disposición de varias bombas de
émbolo en paralelo de tal forma que trabajen con un determinado desfase entre ellas, con lo que
se consigue, además de un incremento de caudal, una importante reducción de la irregularidad del
servicio. Por ejemplo si se disponen cuatro bombas iguales desfasadas π/2, se tendrá que cada
una suministra el caudal indicado en la figura 3-5. El caudal del conjunto se calcula mediante la
suma del proporcionado por cada cilindro.
t
Q
π 2π 3π 4ππ/2 3π/2
Figura 3-5. Caudal proporcionado por cuatro bombas iguales de simple efecto desfasadas π/2
EL GRUPO HIDRÁULICO
23
Las bombas alternativas utilizadas en oleohidráulica han de estar formadas
necesariamente por varios cilindros con el fin de homogeneizar el caudal. Se clasifican según la
disposición de los cilindros en bombas radiales y bombas axiales, que se explican a continuación.
3.2.1.1 Bombas radiales
Las bombas radiales constan de una leva central (2) accionada por el motor de arrastre
que cuando gira posiciona cada uno de los pistones (4) en distintas fases, produciéndose la
apertura y cierre de las válvulas (5 y 6) en diferentes momentos (figura 3-6).
En la figura 3-6 se observa como la bomba (3.1) se encuentra en situación de succión con
la válvula de aspiración abierta y la de impulsión cerrada (no se ve en el dibujo), en la bomba (3.2)
se comienza a invertir el sentido de su émbolo cerrándose la válvula de aspiración y ya en la
bomba (3.3) la leva está en posición tal que, cerrada la válvula de aspiración, abre la válvula de
impulsión y envía el líquido hacia la descarga.
Figura 3-6. Bomba de pistones radiales.
OLEOHIDRÁULICA
24
Cuando la leva gira 360º cada uno de los cilindros pasará por todas las posiciones de sus
correspondientes émbolos y válvulas, verificándose un ciclo completo en los tres cilindros en cada
revolución.
Existen bombas con 3, 5 y 7 cilindros e incluso todavía más; permiten proporcionar hasta
700 bar con caudales de hasta 150 l/min. Estas bombas son reversibles pudiendo trabajar como
motores hidráulicos, es decir mediante la aportación de un líquido a presión se produce el giro de
la máquina, transformándose la energía hidráulica en energía mecánica.
3.2.1.2 Bombas de pistones axiales
En este tipo de bombas los cilindros se disponen paralelos entre sí de manera
circunferencial en una especie de tambor. Los émbolos son desplazados alternativamente dentro
de sus respectivos cilindros mediante una placa, inclinada respecto al eje de los cilindros. Los
extremos externos de los pistones disponen de una rótula para permitir juego en su movimiento.
Todas las rótulas van unidas por medio de un anillo que apoya sobre la mencionada placa o va
unida a la misma.
Existen dos formas de arrastre de los pistones, denominadas platina inclinada y eje
inclinado respectivamente. En el primer caso (figura 3-7) el eje motor está unido mediante una
chaveta al tambor que aloja los cilindros. Al girar el eje motor, también lo hace el tambor, la platina
solidaria al eje y, por lo tanto, los pistones; al mismo tiempo se desplazan longitudinalmente éstos
al deslizar las rótulas de los mismos por la placa inclinada que se encuentra fija y ser, por tanto,
empujados por la misma. En determinados casos se utilizan muelles que obligan a que los
émbolos apoyen continuamente sobre la platina.
α
Lumbrera deimpulsión
Lumbrera deaspiración
Figura 3-7. Esquema de funcionamiento de bomba axial con placa inclinada.
Los pistones se hallan desfasados, consiguiendo de esta manera una mayor regularidad
de caudal. Evidentemente en cada revolución todos los cilindros, pasan por las distintas fases del
ciclo. Los cilindros que se encuentran en la fase de succión están conectados mediante la
EL GRUPO HIDRÁULICO
25
lumbrera de aspiración al depósito inferior, mientras que los cilindros que trabajan presionando
están acoplados, gracias a una segunda lumbrera, a la tubería de descarga. Las lumbreras
consisten en unos orificios en forma de riñón. Cada cilindro está forzosamente en contacto con la
aspiración o con la impulsión para que no aumente el volumen del cilindro sin que entre líquido en
él y no disminuya sin que salga.
En el otro caso (figura 3-8), es decir, con eje inclinado, el eje motor arrastra la placa,
solidaria al mismo, a la que están unidas las rótulas de cada émbolo. Éstas arrastran a su vez los
pistones, haciendo girar el tambor y desplazándose así los émbolos dentro de sus respectivos
cilindros. El desfase de los cilindros, las troneras y las conexiones con la aspiración y la descarga
son análogos a los del caso anterior.
Lumbrera deimpulsión
Lumbrera deaspiración
α
Figura 3-8. Esquema de accionamiento de bomba axial con eje motor inclinado.
El caudal teórico trasegado por estas bombas es equivalente al volumen de la cilindrada
multiplicada por el número de revoluciones por unidad de tiempo. La cilindrada es igual al número
de cilindros por la sección transversal de cada uno y por la carrera. El caudal real será igual al
teórico multiplicado por su rendimiento volumétrico.
Con el fin de que estas bombas puedan modificar el caudal, las dos versiones descritas se
fabrican con cilindrada variable, lo cual se consigue proporcionando a la platina, mediante algún
mecanismo, diferentes inclinaciones con relación a los ejes de los pistones, con lo que se varía la
carrera del émbolo dentro de su cilindro. Además pueden ser doblemente reversibles, es decir,
son capaces de invertir el sentido del flujo y de trabajar como motores hidráulicos. Obviamente,
son autocebantes.
En las figuras 3-9 y 3-10 se presentan cortes meridianos de dos bombas de pistones
axiales, una con placa inclinada y la otra con el eje inclinado. Pueden alcanzar 400 bar de presión
y un caudal de hasta 2.000 l/min, gracias a disponer hasta 11 pistones dispuestos en paralelo.
OLEOHIDRÁULICA
26
Figura 3-9. Bomba de pistones axiales con placa inclinada.
Figura 3-10. Bomba de pistones axiales con eje de motor inclinado.
EL GRUPO HIDRÁULICO
27
Las figuras 3-11 y 3-12 representan, respectivamente, cortes de bombas de pistones
axiales con platina inclinada y eje inclinado con cilindrada variable.
Figura 3-11. Bomba de pistones axiales con platina inclinada y cilindrada variable.
Figura 3-12. Bomba de pistones axiales con eje inclinado y cilindrada variable.
OLEOHIDRÁULICA
28
3.2.2 Bombas rotativas
Las bombas rotativas son bombas de desplazamiento positivo en las que el órgano
desplazador gira sobre un eje; reciben también el nombre de rotoestáticas. Su principio de
funcionamiento, su curva característica y sus aplicaciones son muy similares a las bombas
alternativas.
Al girar el elemento desplazador se crea una depresión que succiona el líquido sin
necesidad de cebado, lo desplaza y lo deposita en la descarga junto con el líquido sometido a
presión. No requieren válvulas, evitándose los reflujos mediante ajustes perfectos entre partes
estáticas y móviles.
Su principio de funcionamiento es sencillo pero su construcción difícil por lo que su coste
es elevado, así como su rendimiento. Han de trabajar con líquidos suficientemente viscosos que
sean capaces de formar película para que sirvan de lubricante de la propia bomba.
Existen numerosos tipos de bombas rotativas de no fácil clasificación, de entre ellas en
oleohidráulica se emplean principalmente las de engranajes externos, las de engranajes internos y
las de paletas.
3.2.2.1 Bombas de engranajes externos
Constan de dos piñones cilíndricos rectos, uno de ellos motor y el otro arrastrado por éste,
que giran dentro de un cuerpo de bomba muy ajustado. El líquido que penetra en la máquina por
la aspiración es succionado al girar los piñones, atrapado entre los dientes y el cuerpo de las
bombas y obligado a circular periféricamente con los piñones hasta la descarga. (figura 3-13). En
la figura 3-14 pueden verse las curvas características de una determinada bomba de engranajes
comercial, que facilita el caudal y la potencia absorbida en función de la presión. Se recuerda que
la potencia absorbida es igual al caudal por la presión dividido por el rendimiento.
Figura 3-13. Bomba de engranajes externos
EL GRUPO HIDRÁULICO
29
0
10
20
30
40
50
60
70
0 10 50 100 150 175 200 210p (bar)
Q(l/min)
0
5
10
15
20
25
Pabs
(kW)40 cm3
n= 1450 rpm
ν = 41 mm2/st = 50 ºC
p-Q
p-potencia
Figura 3-14. Curva característica de una bomba de engranajes externos de BOSCH REXROTH.
El líquido posee la presión de la aspiración hasta el momento en que toma contacto con el
de la impulsión, en cuyo instante, al mezclarse ambos, de forma más o menos violenta e
instantánea, pasa a tener la presión de aquélla que puede ser muy importante.
Son bombas de cilindrada constante, reversibles doblemente, es decir puede disponerse
la aspiración y la impulsión a la inversa y trabajar como motores hidráulicos.
3.2.2.2 Bombas de engranajes internos
Una variante de la bomba anterior es la de engranajes internos que consiste en una rueda
con dientes en su periferia que gira excéntricamente con el cuerpo de la bomba, que dispone en
su interior dientes con los que engrana, tal como se observa en la figura 3-15.
La presión con que trabajan estas bombas alcanza los 250 bar; el caudal es reducido
dadas sus características constructivas. Las bombas de engranajes externos aunque son más
económicas son más ruidosas y cada vez menos empleadas por este motivo.
Figura 3-15. Bomba de engranajes internos.
OLEOHIDRÁULICA
30
Figura 3-16. Curvas características de bombas de engranajes internos Bosch.
La figura 3-16 contiene las curvas características de un grupo de bombas comerciales
determinado. Cada bomba, dentro del grupo, está definida por su cilindrada total. La cilindrada real
es igual a la total por el rendimiento volumétrico que depende de la presión de trabajo. La potencia
absorbida es igual al caudal por la presión dividido por el rendimiento total.
3.2.2.3 Bombas de paletas
Constan de un tambor cilíndrico que dispone de unas hendiduras radiales en las que se
desplazan unas paletas; dicho tambor gira en el interior de un cuerpo ligeramente elíptico,
ajustándose aquéllas con el interior de aquel, gracias, entre otros motivos, a la fuerza centrífuga.
Al verificarse el giro, igual que en las otras bombas rotativas, se crea una succión que
absorbe el líquido de la aspiración, lo atrapa, lo desplaza y lo deposita en la impulsión (figura 3-
17). En cada revolución se producen dos ciclos completos.
Figura 3-17. Sección transversal de una bomba de paletas.
Rendimiento total
Rendimiento volumétrico
Cilindrada
AS
PIR
AC
IÓN
PRESIÓN
EJE MOTOR
CARCASROTOR ESTATORTAPA
PALETAS PLACAS DE MANDO
EL GRUPO HIDRÁULICO
31
Para que el ajuste entre las paletas y el cuerpo de la bomba sea más perfecto se adoptan
dos precauciones, las paletas se dividen en dos semipaletas independientes biseladas en su
extremo, con el fin de mejorar el ajuste entre éstas y aquél. Por otra parte el habitáculo existente
entre las paletas y el interior de las hendiduras se pone en contacto con la impulsión con la misión
de conseguir una fuerza radial hacia el exterior que coadyuve con la fuerza centrífuga. Son
bombas de presión media, hasta 175 bar, y de caudal más bien reducido.
Existe la posibilidad de modificar la cilindrada variando la posición del tambor interno con
las paletas dentro del cuerpo de la bomba. La fuerza necesaria para desplazar el tambor se
consigue con la combinación de resortes y el propio líquido (figura 3-18).
Figura 3-18. Bomba de paletas con cilindrada variable.
Placa de eliminación de holguras
Símbolo simplificado
OLEOHIDRÁULICA
32
En la figura 3-19 se representan las curvas características de una determinada bomba
comercial de paletas de cilindrada variable en tres posiciones concretas.
Figura 3-19. Curvas características de una bomba de paletas de caudal variable marca Bosch
modelo VPV 32 SM 21. Las Q-p son para 3 posiciones de su excéntrica.
Las tablas 3-1 y 3-2 comparan las posibilidades de los tipos de bombas descritos.
Comparación entre las características de los diferentes tipos de bombas
Tipo
Rango de
velocidades
(rpm)
Cilindrada
(cm3)
Presión
nominal
(MPa)
Caudal
(l/min)
Rendimiento
Engranajes
exteriores 500-3.500 1,2-250 6,3-21 0,6-875 0,8-0,91
Engranajes
interiores 500-3.500 4-250 16-25 2-875 0,8-0,91
De aletas 960-3.000 5-160 10-16 4,8-480 0,8-0,93
De pistones
axiales 750-3.000 25-800 16-25 18-2400 0,82-0,92
De pistones
radiales 960-3.000 5-160 16-32 4,8-480 0,9
Tabla 3-1. Comparativa de tipos de bombas.
Potencia a caudal nulo
EL GRUPO HIDRÁULICO
33
Rango de viscosidad Nivel de ruido Vida útil Precio
Engranajes dentado exterior Muy alto Alto Media Barata
Engranajes dentado interno Alto Muy bajo Alta Barata
Paletas Bajo Alto Muy Alta Barata
Pistones axiales Muy Alto Alto Alta Cara
Pistones radiales Muy Alto Alto Alta Cara
Tabla 3-2. Cualidades de las bombas según su tipo.
3.3 Válvula de seguridad
La válvula de seguridad que lleva todo grupo hidráulico es en realidad una válvula
limitadora de presión; tiene como misión que cuando un cilindro alcance su punto muerto anterior
o posterior y la bomba continúe proporcionando aceite, la presión no se eleve indefinidamente sino
que se limite a un valor de consigna; llegado ese momento se abre la válvula de seguridad y dirige
el aceite directamente al tanque.
La explicación y los detalles de esta válvula figuran en el apartado 5.3.1.
3.4 Filtros
El filtrado en una instalación oleohidráulica, por su importancia, merecería un tratamiento
mucho más exhaustivo de lo que se hace en estos apuntes, ya que aquí tan solo se explican
cuestiones básicas.
El filtrado del líquido hidráulico es muy importante para el mantenimiento correcto de sus
funciones y para conseguir una duración dilatada de los elementos de la instalación. Las partículas
metálicas desprendidas de tuberías, válvulas y cilindros; los fragmentos de juntas arrancadas por
rozamiento, el polvo que invade la instalación hidráulica, forman partículas, más o menos grandes,
que han de separarse del aceite por medio de filtros, para preservar la vida de los elementos que
constituyen el sistema, especialmente la bomba y las válvulas, ya que la suciedad produce un gran
desgaste en las piezas móviles de la instalación hidráulica.
Según su colocación en la instalación se distinguen tres tipos de filtros (figura 3-20):
OLEOHIDRÁULICA
34
Figura 3-20. Tipos de filtros según su colocación.
Filtro de aspiración (figura 3-21), dispuesto aguas arriba de la bomba. Requiere de un
mantenimiento exhaustivo ya que de no ser así causaría la cavitación en la bomba, pudiendo
producir una gran disfuncionalidad en la misma. Defiende la instalación de partículas gruesas. Si
se pretendiera realizar un filtrado más fino la pérdida de carga generada produciría
inexorablemente cavitación, cuestión inadmisible en una bomba. Las ventajas de este filtro es su
fácil montaje y su precio reducido, ya que trabaja a presión reducida, además de proteger a todos
los elementos hidráulicos de las partículas más gruesas. Tiene el inconveniente de encontrarse
dentro del tanque sumergido en el aceite con la consiguiente dificultad para el mantenimiento.
Figura 3-21. Filtro de aspiración de la bomba.
EL GRUPO HIDRÁULICO
35
Filtro de impulsión, también llamado de presión (figura 3-22), ubicado aguas abajo de la
bomba y aguas arriba de válvulas y cilindros. Elimina partículas muy finas para proteger elementos
específicos de la instalación, fundamentalmente los elementos citados. Se usa, por ejemplo, con
servoválvulas o válvulas proporcionales, que tienen unos requerimientos de limpieza extremos. Se
puede montar directamente delante de los elementos sensibles. Tiene un fácil mantenimiento ya
que está en posición visible de fácil desmontaje. Tiene como inconveniente que ha de ser robusto
para resistir la presión a que está sometido, lo cual redunda en un mayor peso y costo. La perdida
de carga es alta debido a que su paso forzosamente es fino, esto genera calentamiento del aceite,
lo cual exigirá una refrigeración forzada.
Figura 3-22. Filtro de impulsión o de presión.
Filtro de retorno (figura 3-23), alojado aguas abajo de los cilindros, en la tubería de retorno
al tanque, normalmente dispuesto en la tapa superior del mismo. Generalmente llevan algún
elemento indicador de su grado de suciedad, como puede ser un manómetro o un presostato. Se
dispone generalmente en paralelo con una válvula antirretorno calibrada que se abrirá en el
momento en que el filtro tenga un grado de suciedad determinado, desalojando el aceite por el
puente. Dicha válvula trabaja como si fuera una válvula de seguridad que protege el filtro y el
sistema. El inconveniente del filtro situado en el retorno es que cualquier partícula que penetre en
el tanque por el ambiente circulará en primer lugar por todo el circuito, bombas, tuberías, válvulas
y cilindros, antes de ser eliminado por el filtro. Además, en caso de picos de presión y arranque en
frío, permite el paso de partículas de suciedad a través de la válvula antirretorno del puente.
OLEOHIDRÁULICA
36
Figura 3-23. Filtro de retorno.
Filtro de llenado, también llamado aireador porque garantiza que el depósito esté a
presión atmosférica, es el filtro situado en el tapón de llenado que realiza el filtrado del aceite con
el que se llena el tanque inicialmente y en las renovaciones periódicas del mismo (figura 3-24).
Figura 3-24. Filtro de prellenado.
EL GRUPO HIDRÁULICO
37
La efectividad de un filtro se mide con el parámetro llamado βx según la prueba Multipass
(ISO 4572). Este valor mide el cociente entre las partículas mayores que x µm existentes en el
aceite antes y después del filtro en 100 ml de aceite (figura 3-25). Es decir:
filtro detrás µm x particulas nº
filtro delante µm x particulas nº βx >
>=
Este valor es el que se usa en los catálogos comerciales de elementos hidráulicos
(bombas, válvulas, actuadores) para saber el filtro que será necesario usar. Por ejemplo, en un
catálogo de bombas de engranajes internos se encuentra el siguiente dato: filtrado con β20 = 200.
Esto quiere decir que ha de disponerse un filtro que sea capaz de eliminar las partículas mayores
que 20 µm con una eficiencia de: (1-1/200)⋅100 = 99,5%.
Figura 3-25. Curvas de eficiencia y capacidad de un filtro.
βx ∆p
Tamaño de las partículas (µm) Suciedad del filtro (g)
Perdida de carga (bar)
OLEOHIDRÁULICA
38
Para una válvula proporcional distribuidora se recomienda una efectividad de β10 ≥ 75;
como se observa, las exigencias de limpieza son mayores (10 µm) para la válvula proporcional
que para la bomba de engranajes. Para la bomba puede ser suficiente un filtro de aspiración de
menor exigencia, lo cual redundaría en que no produciría problemas de cavitación si se dispusiera
el filtro en la aspiración; sin embargo la válvula proporcional se habrá de proteger con un filtro de
mayor efectividad difícil de instalar en la aspiración de la bomba.
Otros parámetros de filtrado referentes al grado de limpieza del aceite, son los indicados
en las normas NAS 1638 e ISO 4406. En el caso de la norma NAS 1638 los tamaños de las
partículas se dividen en cinco grupos según su tamaño ( entre 5 y 15 µm; 15 – 25; 25 – 50; 50 –
100 y > 100 µm) y el grado de limpieza del aceite o clase indica el máximo número de partículas
que admite según el tamaño de éstas (clase 00, 0, 1, 2, …12; en el orden de más puro a más
sucio). Por ejemplo las servoválvulas requieren una clase 4 a 6 y las válvulas proporcionales de 8
a 9.
En el caso de la norma ISO 4406 se indican dos valores separados por una barra, por
ejemplo clase 18/14, que indican la cantidad de partículas en miles de unidades mayores de 5 µm
y de 15 µm, respectivamente en 100 ml, de aceite (figura 3-26). En la tabla 3-3 se indican los
valores máximos según la clase.
Figura 3-26. Curva de calidad de limpieza de un aceite hidráulico según norma ISO 4406.
Tamaño de partículas en µm
Nº
de p
art
ícula
s por
cm3 m
ayo
res
que e
l tam
año e
speci
ficado
Clase de contaminación
EL GRUPO HIDRÁULICO
39
Componente Calidad del aceite según ISO 4406
Bomba de engranajes 18/15
Bomba de pistones 16/14
Electro-válvula distribuidora 18/15
Válvula reguladora de presión 17/14
Válvula reguladora de caudal 17/14
Válvula antirretorno 18/15
Válvulas proporcionales distribuidoras y de presión 16/13
Regulador 16/13
Motor hidráulico 18/15
Tabla 3-3. Calidad de aceite requerida según componentes.
Las cifras de la tabla 3-4 representan la cantidad máxima de partículas de suciedad en
100 ml de fluido hidráulico
Clase de pureza Tamaño de partícula en µm
NAS 1638 5-15 15-25 25-50 50-100 >100
00 125 22 4 1 0 0 250 44 8 2 0 1 500 89 16 3 1 2 1000 178 32 6 1 3 2000 356 63 11 2 4 4000 712 126 22 4 5 8000 1425 253 45 8 6 16000 2850 506 90 16 7 32000 5700 1012 180 32 8 64000 11400 2025 360 64 9 128000 22800 4050 720 128
10 256000 45600 8100 1440 256 11 512000 91200 16200 2880 512
12 1024000 182400 32400 5760 1024
Tabla 3-4. Clasificación según NAS 1638: las cifras del cuadro representan la cantidad máxima de
partículas de suciedad en 100 ml de fluido hidráulico.
OLEOHIDRÁULICA
40
4. ACTUADORES
Como en el caso de la neumática se denominan actuadores a los elementos del circuito
hidráulico que transforman la energía hidráulica en mecánica; es decir, se trata de motores
hidráulicos. Se clasifican en:
• Motores alternativos o lineales, denominados cilindros.
• Motores giratorios oscilantes.
• Motores rotativos.
Los motores rotativos son equivalentes a las bombas trabajando en sentido inverso, es
decir, convirtiendo la energía mecánica recibida del motor de arrastre en energía hidráulica. Los
más empleados son los de engranajes y los de pistones axiales.
4.1 Motores lineales (cilindros)
Se trata de motores de pistón único con funcionamiento lineal alternativo, totalmente
análogos a los de neumática, salvando las diferencias motivadas por las elevadas presiones con
que trabajan.
Figura 4-1. Ejemplo de varios tipos de cilindros.
ACTUADORES
41
Se clasifican en cilindros de simple y de doble efecto, según la energía hidráulica realice el
esfuerzo cuando el émbolo se desplace en uno o en los dos sentidos respectivamente. En el
primer caso el retorno puede hacerse con resorte o sin él, en esta ocasión el retorno se consigue
mediante un esfuerzo externo. Los cilindros más usuales se representan en la figura 4-1.
El vástago puede ser simple con un único punto de salida; doble, con dos; buzo, cuando el
vástago y el émbolo forman una única pieza; y telescópico, en el caso de querer conseguir largas
carreras. Los cilindros pueden tener simple o doble amortiguación en sus fines de carrera, o bien
carecer de ello.
Un problema fundamental de los cilindros hidráulicos es el pandeo debido a los
importantes esfuerzos a que se ven sometidos; por tal motivo sus vástagos tienen un diámetro
relativamente importante con relación al de su émbolo, siendo muy frecuente que sus respectivas
áreas estén en la relación 1 a 2.
El cálculo del pandeo se realiza mediante la expresión de Euler:
2p
2
pL
IEπ F
⋅⋅=
donde:
Fp: Fuerza en N a la que se produce pandeo
E: Módulo de elasticidad del material con el que esté construido el vástago, en el caso del
acero E = 2,1⋅1011 N/m2 , es decir, en Pa.
I: Momento de inercia en m4. Para secciones transversales circulares vale: 64
dπI
4⋅= ,
siendo d el diámetro del vástago en m.
Lp: longitud libre al pandeo en m. Depende del tipo de fijación que lleve el cilindro. Su valor
se indica en la cuadro siguiente.
OLEOHIDRÁULICA
42
Caso de carga según Euler
Un extremo libre, un extremo empotrado
Dos extremos articulados
Un extremo articulado y otro empotrado
Dos extremos empotrados
Representación
gráfica
F
L
F
L
F
L
F
L
Lp Lp= 2⋅L Lp=⋅L 2
LLp = 2
L Lp =
Tabla 4-1. Longitud de pandeo según el tipo de carga aplicada.
Con una fuerza F = Fp se producirá pandeo, luego la fuerza de servicio deberá de ser
menor que Fp. Normalmente se toma como coeficiente de seguridad 3,5 de forma que:
3,5
FF p=
Otro aspecto fundamental en un cilindro es su sujeción a la obra muerta, dado que es este
punto el que ha de soportar los máximos esfuerzos cuando el cilindro llegue a sus fines de carrera.
Los dispositivos de sujeción de serie son a base de bridas, ejes de giro o charnelas, rótulas o
similares; se dirige aquí al lector a los catálogos comerciales.
4.2 Motores de giro oscilante
Estos motores producen un par de giro en ambos sentidos, con un ángulo de rotación
limitado.
ACTUADORES
43
Consisten, como puede observarse en la figura 4-2 en un cilindro que dispone
interiormente de una barra en cremallera limitada por dos émbolos; al introducir el aceite por uno u
otro lado del cilindro la cremallera arrastra a un piñón, que a su vez hace girar el elemento
deseado (válvula, volquete, puente levadizo, …).
Figura 4-2. Motor de giro oscilante
La carrera y por lo tanto el ángulo de rotación puede limitarse desde el exterior mediante
un tornillo.
Trabajan normalmente con una presión máximo de 160 bar, el momento puede alcanzar
los 30.000 N⋅m, siendo su velocidad de giro generalmente reducido.
4.3 Motores rotativos de giro continuo
Como se ha dicho anteriormente (3.2) las bombas de desplazamiento positivo son en su
mayor parte reversibles, es decir, pueden funcionar como motores hidráulicos con giro continuo.
Los motores hidráulicos convierten la energía hidráulica en energía mecánica. Para un
tamaño determinado la diferencia de presión determinará el par del motor mientras que el caudal
definirá la velocidad de giro. Obviamente la potencia es el producto del par por la velocidad de
giro.
Se pueden clasificar en tantos tipos diferentes como se ha hecho con las bombas.
Estos motores poseen par de arranque, se regula su velocidad de rotación y par motor
desde cero hasta sus valores máximos, pueden funcionar a velocidades lentas y son capaces de
trabajar en los dos sentidos de giro. Su volumen y peso son reducidos; no se estropean ante una
sobrecarga, poniéndose de nuevo en marcha cuando aquélla se reduce y tienen gran fiabilidad.
Los motores hidráulicos son casi parejos con las bombas hidráulicas, es decir, pueden ser
de engranajes internos y externos; de pistones radiales y axiales.
OLEOHIDRÁULICA
44
Los motores de engranajes trabajan con unas presiones máximas de 250 bar, no
superando su par motor los 300 Nm. Los motores de pistones trabajan con presiones de hasta 400
bar con momentos que pueden alcanzar los 25.000 Nm. La cilindrada puede ser variable en el
caso de los motores de pistones axiales.
Existen motores hidráulicos que en lugar de girar su eje, rota su carcasa en la que pueden
enrollarse cables, como en el caso de las grúas y otras máquinas.
En la figura 4-3 se acompañan las curvas características que definen un motor concreto
de engranajes internos de Danfoss. En ellas se observan el par, la velocidad de giro, el caudal y la
diferencia de presión entre la entrada y la salida, así como la potencia absorbida y su rendimiento.
Puede deducirse de la figura que el par proporcionado por el motor es casi independiente de la
velocidad de giro. La zona sombreada es la de normal utilización y la no sombreada es para
trabajar de manera esporádica.
Figura 4-3. Curvas características de un motor hidráulico de engranajes internos Danfoss.
Se utilizan en maquinaria agrícola y forestal, minería, vehículos especiales, grúas, naves,
máquina herramienta, etc.
Obviamente todo motor hidráulico requiere una bomba que proporcione el aceite a la
presión requerida. Por lo que requieren un circuito hidráulico, éste puede ser abierto o cerrado, es
decir, que el aceite empleado por el motor y proporcionado por la bomba vuelva a tanque o bien
retorne directamente a la bomba.
En el capítulo 6 apartado 8 se explican los circuitos utilizados una vez que el lector haya
alcanzado los conocimientos suficientes para entenderlos.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
45
5. VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
Una primera clasificación de las válvulas las ordena en:
• Convencionales
• Proporcionales
• Servoválvulas
Las válvulas, quizás mal denominadas convencionales, son todo – nada, es decir, sólo
trabajan en sus posiciones extremas o en posiciones determinadas, siempre discretas.
Las válvulas proporcionales y las servoválvulas se distinguen de las convencionales por su
accionamiento, mientras en éstas es mecánico o eléctrico en las otras es electrónico con las
matizaciones que se explican más adelante. (Capítulo 7).
Según una división en función de su uso las válvulas pueden ser:
• Direccionales o distribuidoras (señalan el camino que debe seguir el fluido)
• De bloqueo (impiden o controlan la circulación del fluido en uno de los sentidos)
• De presión (controlan la presión)
• De flujo (controlan el caudal)
5.1 Válvulas direccionales o distribuidoras
Sirven para controlar el arranque, la parada y el sentido de marcha de los cilindros. Son
similares a las correspondientes en la neumática. Como entonces existen de asiento y corredera,
con análogas características, ventajas, inconvenientes y aplicaciones (figura 5-1).
Figura 5-1. Comparación entre el principio de corredera y de asiento.
OLEOHIDRÁULICA
46
5.1.1.1 Válvula direccional de asiento
Las válvulas direccionales de asiento tienen un desplazamiento corto, requieren bastante
fuerza de accionamiento, poseen una perfecta estanquidad sin fugas; permiten trabajar con
grandes presiones, no se agarrotan, su mantenimiento es fácil y tienen una larga vida.
El mando puede ser manual, mecánico o eléctrico, además de directo e indirecto. Existen
de dos, tres o cuatro vías. En los dos primeros casos pueden ser normalmente abiertas y
normalmente cerradas. Suelen tener solape de funcionamiento o superposición negativa, es decir
en la posición intermedia están en contacto las distintas vías. Por último el mando puede ser
directo o indirecto mediante un pilotaje que hace de servo.
5.1.1.2 Válvula direccional de corredera
Las válvulas de corredera poseen un desplazamiento más largo, exigen poca fuerza de
accionamiento, su estanquidad es menor, pueden tener fugas, son de construcción sencilla y son
aptas para cumplir múltiples funciones.
Como en el caso de la neumática su mando puede ser manual, mecánico, mediante rodillo
o palanca, o eléctrico, con electroimán accionado por corriente alterna o continua. Aquí se incluyen
en el mismo grupo tanto las válvulas convencionales, accionadas mecánica o hidráulicamente,
como las maniobradas mediante electroimanes, es decir, las electroválvulas.
En la figura 5-2 y en la figura 5-3 se observan una válvula de corredera maniobrada
mediante palanca y otra mediante electroimanes, respectivamente. Pueden ser monoestables
reposicionadas por muelle o biestables.
En la oleohidráulica la pérdida de carga producida en una válvula adquiere valores
notablemente más elevados que en la neumática, siendo por tanto importante conocer su
magnitud. En la figura 5-4 y figura 5-5 se representan las pérdidas de carga, en ordenadas, en
función del caudal, en abcisas, correspondientes a las válvulas anteriormente representadas. En
ciertos casos las pérdidas de carga dentro de una válvula son diferentes según el camino recorrido
por el aceite dentro de aquella, tal como se muestra en la misma figura. En este caso son menores
en la circulación de P a T que en las restantes, tal como se deduce de la figura 5-5; esto se debe a
la mayor sección de paso en ese sentido por la geometría de la corredera. La posición central con
recirculación hacia tanque hace que la bomba trabaje con menor potencia y además el aumento
de temperatura del aceite sea menor.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
47
Figura 5-2. Válvula 4/3 con recirculación P-T y accionamiento por palanca.
Figura 5-3. Pérdida de carga en la válvula de la figura 5-2.
OLEOHIDRÁULICA
48
Figura 5-4. Electroválvula 4/3 con posición central conectando vías A y B a tanque.
Figura 5-5. Pérdida de carga en la válvula de la figura 5-4.
La corredera de las válvulas de tres o más vías puede tener geometría diversa para
cumplir diferentes misiones, consiguiendo de esta forma una gran versatilidad en este tipo de
válvulas (figura 5-6).
Por otra parte se distinguen tres tipos de superposición en el momento de maniobrar la
válvula: negativa, nula y positiva. En la negativa (figura 5-7) están en contacto tres o más vías
simultáneamente, en la segunda (figura 5-8) hay una situación frontera, y en la tercera (figura 5-9)
se cierra la conexión entre P y T antes de que se abra la existente entre P y A.
En la superposición negativa el transitorio de una posición a la otra es suave, pero pueden
llegar a aparecer movimientos indeseados en el actuador que gobiernan, además de existir un
consumo no necesario. En la superposición positiva el actuador no podrá moverse durante la
maniobra de la válvula. La superposición nula se utiliza en servoválvulas y en hidráulica
proporcional pues interesa que un mínimo cambio de la corredera influya en el flujo.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
49
Figura 5-6. Variación de una válvula 4/3 en función de las diferentes correderas.
OLEOHIDRÁULICA
50
T P A
carcasa
corredera
X1 X2>
Figura 5-7. Superposición negativa.
T P A
carcasa
corredera
X1 X2=
Figura 5-8. Superposición nula.
T P A
carcasa
corredera
X1 X2< Figura 5-9. Superposición positiva.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
51
Cuando el diámetro de una válvula es grande se requiere, sobre todo en las
electroválvulas, que el mando sea indirecto, es decir que los electroimanes abran una válvula
auxiliar de tamaño reducido y ésta sea la que, a su vez, abra o cierre la válvula principal de mayor
tamaño (figura 5-10). Entonces se dice que el mando es indirecto, de manera análoga a la
neumática.
Figura 5-10. Válvula distribuidora 4/3 de mando indirecto.
5.2 Válvulas de bloqueo
Tienen como finalidad impedir o dificultar, en una palabra condicionar, la circulación del
aceite en uno u otro sentido. Entre estas válvulas se encuentran las antirretorno y las antirretorno
con apertura hidráulica.
ANTIRRETORNO.
Son válvulas similares a las de neumática, permiten la circulación del fluido en un sentido
y la impiden en el contrario. Existen sin resorte y con resorte (figura 5-11).
Figura 5-11. Válvula antirretorno.
OLEOHIDRÁULICA
52
ANTIRRETORNO CON APERTURA HIDRÁULICA.
Se trata de unas válvulas que permiten la circulación del fluido en un sentido y la impiden
en el contrario, pero puede eliminarse este impedimento mediante un pilotaje. En la figura 5-12
puede observarse claramente su funcionamiento.
Figura 5-12. Valvula antirretorno con apertura hidráulica.
En la posición de cierre el muelle está empujando la bola contra su asiento. Se permite el
paso desde A a B pero no desde B hacia A. Si se aplica presión a la vía piloto X entonces el pistón
empuja la bola contra el muelle permitiendo pasar el fluido de B hacia A.
Esta válvula se utiliza en el caso en el que se requiere impedir en determinados
momentos, el desplazamiento de un cilindro en un sentido, mientras que en otros instantes es
necesario anular tal impedimento. En el caso del circuito de la figura 5-13 se desea impedir que la
carga F descienda.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
53
A B
TP
A
B
A B AP
A
B
F = mg
1A
2A
a b
1V1
1A
1V2
1V31V4
Figura 5-13. Circuito con válvula antirretorno con apertura hidráulica.
5.2.1.1 Válvula antirretorno pilotada doble
Existen en el mercado el conjunto de dos válvulas antirretorno con apertura hidráulica
montadas en un mismo bloque, tal como se aprecia en la figura 5-14. Se utilizan cuando se
requieren dos válvulas de este tipo para los dos lados de un actuador.
Figura 5-14. Válvula doble antirretorno con apertura hidráulica.
1. Cuerpo de la válvula o carcasa
2. Pistón de empuje de eliminación del antirretorno.
OLEOHIDRÁULICA
54
3. Asiento de la válvula
4. Cono de cierre
5. Muelle
Funcionamiento:
La válvula está formada por dos mitades simétricas que son sendos antirretornos
pilotados. En la posición estable el cono de cierre (4) está empujando contra el asiento (3) por la
acción del muelle (5). El caudal puede dirigirse desde B1 a B2, pero no en sentido contrario de B2 a
B1. Lo mismo sucederá en la otra válvula que permitirá el sentido del flujo de A1 a A2 pero no el
contrario. Ahora bien cuando se comunica presión a A1 o B1 se desbloquea la posición de cierre
del otro antirretorno y permite el flujo de B2 a B1 o de A2 a A1 respectivamente
Un problema a tener en cuenta con este tipo de válvulas es la posibilidad de que se
genere un golpe de ariete en el cierre brusco de dicha válvula, y dado que se está trabajando a
presiones elevadas pueden originarse sobrepresiones inadmisibles que produzcan roturas de
tuberías o elementos de válvulas. Para atenuarlo se instala aguas arriba una válvula antirretorno
con estrangulamiento en paralelo (figura 5-15).
A B
TP2V1
2V2
2V3Ø30x3
Ø30x4
B
A
B1
A2
A1
B2
AB
2AØ100/56 x 300 2S1
Figura 5-15.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
55
5.2.1.2 Válvula de prellenado
Se trata de una válvula antirretorno con apertura hidráulica, de gran tamaño, y por tanto
capaz de trasegar un gran caudal, que tiene como finalidad llenar cilindros de gran volumen
mediante gravedad, directamente de un depósito elevado. Con esta solución se requiere una
bomba de menos capacidad con el consiguiente ahorro, pues sino habría de instalarse una bomba
que trasegara el caudal necesario para llenar el cilindro, que como se ha dicho es de grandes
dimensiones.
En la figura 5-16 se presenta un circuito correspondiente a una prensa hidráulica, que
dispone de una válvula de prellenado (1V3); ésta prensa ha de hacer un gran esfuerzo de
compresión y además requiere normalmente una carrera larga. Estas condiciones exigen instalar
un cilindro (1A2) de gran sección, carrera larga y, por lo tanto, volumen importante. Por otra parte
este cilindro conviene que cuando trabaja sin carga avance rápidamente y cuando deba realizar el
gran esfuerzo se desplace lentamente. El circuito tiene, a su vez, dos cilindros auxiliares 1A1 y
1A3 con las misiones que ahora se verán.
Pues bien, cuando la válvula 1V1 se coloca en su posición a, el vástago del cilindro
principal, ayudado por los cilindros auxiliares, se desplaza hacia arriba, es decir, después de haber
realizado el esfuerzo, con ello el aceite situado en la cámara del cilindro pasa a través de la
válvula de prellenado, abierta gracias al pilotaje, hacia el depósito superior.
Cuando se desea que el vástago descienda la válvula 1V1 se dispone en su posición b, en
primer lugar entra aceite en las cámaras circulares de los cilindros auxiliares 1A1 y 1A3 y el aceite
almacenado en el depósito pasa a través de la válvula de prellenado llenándose la cámara
superior del cilindro 1A2 simplemente por gravedad y por la succión generada en la cara circular
de 1A2 cuando se desplaza hacia abajo.
Así se efectúa el avance rápido de los cilindros hasta el momento en que encuentran una
resistencia, a partir de ahí se incrementa la presión en los cilindros auxiliares hasta que alcanza un
valor que hace abrir la válvula de secuencia (1V2), llegando entonces aceite al cilindro principal
que teniendo en cuenta su gran superficie es el que fundamentalmente efectúa el gran esfuerzo
requerido.
OLEOHIDRÁULICA
56
0
1A21A1 1A3
1V1
1V2
1V3
0V
0Z1
A B
TP
A
B
T P
P
S
A
B
A
PA
A
B
X
a b
0P1 0M1
1Y1 1Y2
Figura 5-16. Aplicación de una válvula de prellenado.
P
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
57
Figura 5-17. Válvula de prellenado de BOSCH-REXROTH.
La válvula de prellenado funciona como sigue (figura 5-17): En situación de reposo el
obturador 3 apoya sobre su asiento superior sin que pueda pasar el aceite en sentido alguno. En
el momento en que se crea una pequeña depresión en la cara inferior del obturador al descender
el émbolo de 1A2, el obturador se desplaza hacia abajo, abriendo una sección de gran superficie y
permitiendo el paso del aceite del depósito por la vía A al cilindro.
Cuando el cilindro 1A2 llega al tope generado por la pieza a prensar, el aceite en él
contenido aumenta de presión, y como consecuencia el obturador 3 de la válvula de prellenado
apoya sobre su asiento, impidiendo que el aceite circule hacia A.
Por el conducto P de dicha válvula se conduce el aceite procedente de la bomba hacia
1A2 generando el gran esfuerzo necesario.
Cuando el pilotaje X recibe presión actúa sobre el cilindro 2 de la válvula de prellenado
haciendo que el obturador 3 descienda y permita la circulación de aceite de B hacia el depósito
superior por A.
5.3 Válvulas de presión
Entre las válvulas que contemplan la presión como parámetro a controlar, se encuentran
las que la limitan, las que realizan la conexión o desconexión de un sistema según aquella y las
que reducen la presión.
5.3.1 Válvula limitadora de presión
Es la válvula más importante de todo circuito hidráulico por la labor de seguridad que tiene
encomendada. Su función es limitar la presión de un circuito a un valor máximo que se puede tarar
OLEOHIDRÁULICA
58
dentro de su rango de funcionamiento. Siempre se coloca una inmediatamente aguas abajo de
cada bomba de caudal constante. En las bombas de caudal variable la válvula limitadora forma
parte de la propia bomba. Su funcionamiento es el siguiente. Cuando por la boca P (figura 5-18)
no se alcanza la presión suficiente para vencer la fuerza del muelle, regulable por medio de un
tornillo externo, la válvula se encuentra cerrando el paso de P hacia T. En el momento en que
dicha presión alcanza el valor de tarado, se vencerá la fuerza del resorte, el obturador de la
válvula abrirá, de forma que parte o la totalidad del caudal de la bomba irá hacia el tanque,
consiguiendo que la presión del sistema se mantenga por debajo del límite fijado.
Es conveniente recordar que cuando se alimenta de aceite a un cilindro y éste llega a uno
de sus fines de carrera, la bomba sigue proporcionando aceite, lo que haría incrementarse la
presión indefinidamente hasta que aquello estallara por el lugar más débil. Por ello es
absolutamente necesario limitar la entrada de aceite al cilindro y esto se consigue abriéndose la
válvula limitadora de presión derivando el aceite directamente a tanque.
Se trata de las válvulas de seguridad que se abren cuando se alcanza una determinada
presión de consigna. Se disponen en derivación hacia tanque.
Figura 5-18. Válvula limitadora de presión o de seguridad.
Las curvas características de estas válvulas que definen su pérdida de carga en función
del caudal, dependen del ajuste del tornillo externo. El tarado de la válvula se hace con consumo
nulo, es decir, cuando todo el caudal de la bomba se dirige por la válvula a tanque. Por ejemplo si
se tiene una bomba de 5 l/min y se tara la válvula a algo más de 50 bar (5 MPa) se puede
comprobar que según la curva característica de la válvula cuando la presión llega a unos 45 bar
(4,5 MPa) la válvula de seguridad empezará a dejar pasar parte del caudal hacia el tanque. De
esta forma el caudal del que se dispondrá en el sistema será menor que el proporcionado por la
bomba (figura 5-19).
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
59
Figura 5-19. Pérdidas de carga de una válvula de seguridad con diferentes tarados.
Otra característica a tener en cuenta de estas válvulas es que en ellas se produce lo que
se denomina una laminación del fluido hidráulico, es decir, el fluido pasa de una presión grande a
una presión cercana a la atmosférica en un espacio pequeño. Esta pérdida de energía se
transforma en calor haciendo aumentar la temperatura del fluido y por consiguiente haciendo
variar su viscosidad. Para evitar este problema, si es posible se deberá tender a trabajar siempre a
presiones bajas, utilizando sólo la presión máxima del sistema en aquellos momentos en los que
se necesite.
Este tipo de válvulas existen con mando directo como la de la figura 5-20 y con mando
indirecto, usadas para caudales grandes, de forma que los pistones de cierre deben ser mayores y
por lo tanto también las fuerzas de apertura y cierre (figura 5-20).
Figura 5-20. Válvula limitadora de presión de mando indirecto
A
OLEOHIDRÁULICA
60
Como todos los casos de mando indirecto, en primer término se abre una válvula auxiliar
de reducido tamaño por la que pasa el aceite que a su vez abre la válvula principal.
Las válvulas limitadoras de presión preaccionadas constan básicamente de una carcasa
(7) y de una o dos válvulas de presión tipo cartucho.
El ajuste de la presión del sistema se realiza mediante el conjunto (4).
En posición de reposo las válvulas están cerradas. La presión en la conexión P actúa
sobre el pistón (1). Simultáneamente la presión actúa a través de la tobera (2) sobre el lado del
pistón(1) cargado por el resorte y a través de la tobera (3) sobre el cono de pilotaje (6). Si la
presión en la vía P alcanza un valor superior al tarado por el resorte (5), se abre el cono de pilotaje
(6). El fluido circula desde el lado del émbolo (1) cargado por el resorte, a través de la tobera (3) y
la vía (8) hacia el tanque (T). La diferencia de presión producida desplaza al pistón (1) y abre la
vinculación de P hacia T manteniendo la presión tarada en el resorte (5).
El drenaje de aceite piloto de ambas cámaras del resorte se conduce externamente a
través del canal T.
5.3.2 Conectadoras y desconectadoras (válvulas de secuencia)
Se trata de válvulas dispuestas en serie que se abren o cierran cuando se alcanza una
determinada presión. Son muy parecidas a las limitadoras de presión con la diferencia de que en
lugar de evacuar a tanque el aceite se dirige al lugar que se requiera (figura 5-21) y no se produce
la laminación de las anteriores.
Figura 5-21. Válvula de secuencia de piloto externo.
5.3.3 Reductoras de presión
Son aquellas válvulas cuya misión es obtener una presión constante de salida, regulable
desde el exterior, independientemente del valor de la presión a la entrada aunque ésta fluctúe,
con la salvedad de que ésta ha de ser siempre superior a aquélla.
A
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
61
5.3.3.1 Válvula reductora de presión de 3 vías
En esta válvula (figura 5-22) la presión de salida (vía A) se mantiene constante aunque la
presión de entrada fluctúe, mientras que ésta sea superior a aquélla. Si la presión en A aumenta la
corredera se desplaza hacia la derecha haciendo que el paso de P a A tenga una sección menor,
como consecuencia aumenta la perdida de carga y la presión en A desciende hasta que se
restablece la presión requerida. Si por el contrario la presión en A disminuye el pistón de la válvula
se desplaza hacia la izquierda haciendo que el orificio de paso de P a A aumente, disminuya la
pérdida de carga y, por lo tanto, también la presión hasta alcanzar el valor de consigna.
Estos aumentos y decrementos de presión son fenómenos transitorios. Cuando el
consumo (vía A) es nulo, la presión aumentará y el pistón se desplazará hacia la derecha cerrando
el paso de P a A, manteniendo la presión regulada. Si por cualquier causa dicha presión en A
llegara a un valor límite determinado el pistón de la válvula se desplazaría más hacia la derecha
poniendo en conexión la vía A con T funcionando así como válvula limitadora con sentido inverso.
Es decir como si el actuador funcionara como bomba, desalojando el exceso de aceite. Esta
combinación de reducción y limitación de la presión permite regular la presión de salida sin
consumo de caudal.
Figura 5-22. Válvula reductora de presión de 3 vías.
Obsérvese que el símbolo de esta válvula difiere de la válvula limitadora de presión en
varios aspectos. En primer lugar hay que tener en cuenta que la presión que se regula en la
válvula reductora, que hace balanza contra el muelle, es la que existe aguas abajo de la válvula, y
no la de aguas arriba que es el caso de la limitadora de presión. En el símbolo de la válvula
reductora el pilotaje parte de A mientras que en la válvula limitadora lo hace de P. En segundo
lugar la flecha tiene dos sentidos en la reductora mientras que en la limitadora tan sólo tiene uno,
el de P a T. Además tiene 3 vías y no dos y la flecha está colocada conectada a la toma P
mientras que en la limitadora está desconectada. Una vez más el símbolo explica perfectamente el
funcionamiento de la válvula.
Esta válvula posee dos curvas características, una como reductora de presión y otra
similar a la de una válvula limitadora cuando el caudal va de A a T (figuras 5-23 y 5-24).
OLEOHIDRÁULICA
62
Las válvulas reductoras se utilizan siempre que haya que alimentar a un elemento
consumidor con una presión más baja que la correspondiente presión del sistema. Como una
válvula reductora de presión no es otra cosa que una válvula de estrangulación, hace que el
caudal hacia el consumo disminuya en función de la presión. Otra cuestión a tener en cuenta es
que la toma de fugas L y la de tanque T solo podrán ir unidas en el caso en que en T no haya
presión apreciable, de lo contrario dicha presión afectaría a la cámara del muelle.
Figura 5-23. Curva característica de una válvula reductora de presión funcionando como tal (De P
a A).
Figura 5-24. Curva característica de una válvula reductora de presión, funcionando como
limitadora (De A a T).
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
63
5.4 Válvulas de caudal
Las válvulas de caudal tienen como finalidad modificar o regular el caudal. Se dividen en
válvulas estranguladoras y en válvulas reguladoras de caudal.
En las válvulas estranguladoras el caudal es función de la diferencia de presiones entre
aguas arriba y aguas abajo, pudiendo depender, o no, de la viscosidad del aceite.
En las válvulas reguladoras de caudal éste es independiente de la diferencia de presiones
entre aguas arriba y aguas abajo, pudiendo depender, o no, de la viscosidad. Es decir con una de
estas válvulas puede conseguirse mantener fijo el caudal independientemente de las presiones
existentes aguas arriba y aguas abajo y, por tanto, conseguir una velocidad constante de un
actuador. Se recuerda que la velocidad del vástago es proporcional al caudal que penetra en él.
Las válvulas estranguladoras son muy sencillas y consisten simplemente en la mera
estrangulación del flujo, tal como se refleja en las figuras 5-25 y 5-26 Se puede obtener la
regulación mediante un tornillo accionable desde el exterior.
Si el orificio de estrangulación es largo influye la viscosidad (figura 5-25). Se puede
obtener la regulación mediante un tornillo accionable desde el exterior.
Si el orificio de estrangulación es corto no influye la viscosidad (figura 5-26). Igualmente se
puede obtener la regulación mediante un tornillo accionable desde el exterior; en este caso se
hace girar una especie de tubo acabado en forma de espiral.
Es muy frecuente que este tipo de válvulas dispongan en el mismo bloque una válvula
antirretorno en paralelo de manera similar que en neumática.
Figura 5-25. Válvula con influencia de la viscosidad. Figura 5-26. Sin influencia de la viscosidad.
OLEOHIDRÁULICA
64
5.4.1 Válvulas reguladoras de caudal
Las válvulas reguladoras de caudal son más complejas. Mantienen constante un caudal
volumétrico con independencia de que se cambien las presiones de entrada o salida de la válvula
(figura 5-27). También, puede hacerse, con dependencia o no de la viscosidad.
La válvula de la figura 5-27 posee dos vías y se compone de las siguientes piezas
importantes para su funcionamiento: cuerpo, válvula de estrangulación dependiente de la
viscosidad y una corredera que constituye lo que se denomina la balanza de presión. La balanza
de presión puede encontrarse antes de la estrangulación o después, que es el caso de la figura.
En ambos casos el funcionamiento es análogo. Si la válvula de estrangulación se sustituyera por
otra similar a la de la figura 5-26 en la válvula reguladora no influiría la viscosidad.
0
0
0
P3
P2
P1
p12
Figura 5-27. Válvula reguladora de presión compensada de dos vías.
Se llama p1 a la presión de entrada de la válvula, p2 a la presión después de la
estrangulación y p3 a la presión de salida de aquélla. Por otra parte denominaremos A a la sección
del pistón o corredera de la balanza de presión.
En la figura 5-27 puede observarse que el caudal que penetra en la válvula por A atraviesa
la válvula de estrangulación para luego pasar por el huelgo de la balanza de presión y salir por B.
Por otra parte la perforación situada a la izquierda de la válvula pone en contacto la
entrada con la parte izquierda de la balanza de presión, sin circulación de aceite.
Además el conducto de la derecha pone en conexión la salida de la válvula restrictora con
el lado derecho de la balanza de presión, igualmente sin circulación de fluido.
Por tanto la cara izquierda de la balanza de presión tiene una presión p1, y la cara derecha
posee la presión p2, equivalente a la de la salida de la restrictora.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
65
El equilibrio en la balanza de presión está establecido por las fuerzas actuantes a uno y
otro lado de la corredera, tal que: p1⋅A = p2⋅A + Fmuelle.
Cuando se establece el equilibrio el pistón de la balanza dejará un huelgo determinado
para el paso del fluido hacia el exterior de la válvula.
La presión p2 será siempre menor que p1 y mayor que p3 por las sucesivas caídas de
presión en las dos restricciones. Como las dos áreas del pistón de la balanza son iguales, se
cumple que:
A
F p - p p p
A
Fp muelle
21122muelle
1 ==∆→+=
Como A es constante y se puede considerar que las variaciones de la fuerza del muelle
son despreciables, al sufrir un desplazamiento mínimo, se obtiene una diferencia de presión
constante. Como es conocido el caudal que atraviesa un orificio es función de la diferencia de
presiones entre aguas arriba y aguas abajo (p1-p2) y de la sección transversal de paso. Ahora bien,
el caudal se modificará cuando se varíe la sección de paso de la estrangulación que marca la
aguja, mediante el tornillo exterior. Con todo ello se tendrá que el caudal circulante permanecerá
inalterable para una determinada posición de la aguja.
Si la presión de aguas arriba de la válvula p1 se incrementara, aumentaría la fuerza
producida en la cara izquierda de la balanza de presión, desplazándose la corredera hacia la
derecha y disminuyendo el huelgo de comunicación con B.
Al reducirse este intersticio aumentaría p2, cosa que igualmente sucedería porque p1-p2 ha
de permanecer constante. Al incrementarse p2 aumentaría la fuerza sobre la cara derecha de la
balanza de presión estableciéndose el equilibrio en dicha balanza, en una nueva posición de su
corredera.
Como no queda modificada ni la diferencia de presiones, ni la sección de paso de la
válvula restrictora, el caudal que atraviesa la válvula permanece constante.
La presión p3 permanece constante, lo que ha sucedido es que p2 se ha incrementado, así
como p2-p3 y el intersticio de la corredera ha disminuido.
Si p1 disminuyera las cosas serían análogas pero a la inversa y el caudal seguiría
inalterable.
Si lo que sucede es que la carga sobre el cilindro que sirve la válvula se incrementa,
aumenta p3. De entrada disminuye el caudal y aumenta p2. Como consecuencia aumenta la fuerza
sobre la cara derecha de la balanza de presión y con ello la corredera se desplaza hacia la
izquierda, aumentando el intersticio.
Al aumentar p2, dado que p1-p2 ha de permanecer constante, se incrementa p1,
alcanzándose una nueva posición de equilibrio en la balanza de presión.
OLEOHIDRÁULICA
66
Como la válvula restrictora garantiza que el caudal que atraviesa la válvula permanece
constante, se establecerá el nuevo equilibrio en una posición diferente de la balanza de presión,
con intersticio mayor, y una diferencia de presiones p2-p3 inferior a la de partida.
Si p3 disminuyera se verificaría un proceso análogo sólo que a la inversa.
El límite de trabajo práctico de esta válvula vendrá definido también por la diferencia de
presión ∆p13 que deberá ser superior a la diferencia ∆p12 en unos 5 bar, ya que en caso contrario
no se consigue la permanencia del caudal. Realmente esta válvula no regula el caudal sino la
presión y a través de esta regulación consigue aquélla.
5.4.2 Divisor de caudal
Tiene como misión suministrar aceite a dos actuadores iguales simultáneamente habiendo
de ser por lo tanto los caudales aportados a aquellos idénticos, con el objetivo final de que ambos
avancen al unísono, independientemente de las cargas que soporten.
Consta de una corredera tubular (1) (figura 5-28) que puede desplazarse dentro de un
cuerpo de válvula (2); en los dos extremos de (1) existen dos cámaras de control (7 y (8). Posee
una conexión con presión (P) y dos con elementos de trabajo (A y B).
El paso del aceite de P al interior de la corredera se hace a través de dos pasos (3 y 4) y
de la corredera a los elementos de trabajo A y B a través de perforaciones radiales que trabajan
como restrictores, 5 y 6 respectivamente.
Figura 5-28. Divisor de caudal.
Un ejemplo de su aplicación se muestra en la figura 5-29. Se trata de elevar una carga
mediante una plataforma impulsada por dos cilindros iguales. Si la carga está centrada las
resistencias que ofrece sobre los cilindros A y B son iguales, la corredera estará en posición
centrada y los caudales respectivos serán equivalentes.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
67
Si tal como se observa en la figura 5-29 (derecha) la carga está desplazada hacia la
derecha, la resistencia que ofrece sobre los cilindros es mayor en B que en A, y por lo tanto pB es
mayor que pA.
Con ello tenderá a ir más caudal por A que por B, cosa indeseada. Al mismo tiempo la
presión en la cámara de control 8 aumentará y disminuirá la de la 7. Como consecuencia la
corredera se desplazará hacia la izquierda a una nueva posición, hasta llegar a un nuevo
equilibrio.
Al desplazarse la corredera, el área de paso del restrictor 5 disminuirá y la del 6
aumentará, con ello las pérdidas de carga lo harán en el sentido inverso.
Esto conseguirá que el caudal hacia B aumente y hacia A disminuya hasta equipararse.
Las presiones en 7 y 8 se igualarán en una nueva posición de la corredera.
Si los caudales fuesen diferentes, las presiones en 7 y 8 lo serían también y la corredera
se desplazaría hasta conseguir el equilibrio donde QA = QB y p7 = p8.
A B
P
A B
P T
Figura 5-29. Ejemplo de aplicación de un divisor de caudal.
5.5 Acumuladores hidráulicos
Se trata de un elemento cuya función es la de almacenar un volumen de fluido a presión
cuando no lo requiera el sistema para utilizarlo cuando lo necesite el elemento consumidor.
OLEOHIDRÁULICA
68
Están formados por una carcasa metálica dividida en dos partes separadas por una
membrana, vejiga o pistón; en una parte se almacena el aceite y en la otra hay un gas,
generalmente nitrógeno, sometido a una determinada presión previa.
En un momento determinado, en el que el sistema no necesita aceite, éste propulsado por
la bomba penetra en el acumulador. En otro momento, cuando algún actuador necesite aceite a
presión la bomba y el acumulador en paralelo proporcionarán el caudal necesario.
Las principales funciones del acumulador son las siguientes:
• Como reserva de fluido a presión. Cuando el sistema requiere un
caudal grande de fluido durante un tiempo corto dentro de su ciclo de funcionamiento.
El acumulador se llena cuando la demanda de caudal es menor que el caudal
suministrado por la bomba, de forma que cuando se produce un pico en la demanda
es el acumulador junto con la bomba los que suministran el caudal necesario. De no
existir el acumulador la bomba debería ser mayor para dar un caudal igual al del pico,
pero habría de trabajar así durante todo el ciclo, con el consiguiente costo de energía.
Además una bomba más pequeña requiere un motor eléctrico de menor potencia, un
tanque de menor volumen, y válvulas y tuberías más reducidas, haciendo, todo ello
que el ahorro pueda ser considerable. En todo caso es conveniente que el acumulador
se sitúe en un punto cercano al consumidor, con el fin de que sea capaz de
proporcionar un fuerte caudal aunque sea durante un lapso muy corto de tiempo.
Además el volumen de aceite laminado por la válvula de seguridad disminuirá
substancialmente, minorándose el calor a disipar.
• En casos de emergencia, por ejemplo en un corte de corriente
eléctrica. El acumulador trabajará como un elemento de seguridad, concluyendo ciclos
de trabajo, como accionamiento de frenos, lubricación de emergencia, etc.
• Compensación de fugas para el mantenimiento de una presión.
Como en el caso de sistemas en los que se usa una pretensión para mantener pesos.
El uso de un acumulador para compensar las fugas inherentes a todo circuito evita
que una bomba esté continuamente funcionando, ahorrando en energía y en
mantenimiento, evitando que se genere calor que luego habrá de disiparse debido a la
disminución en la generación de calor.
• Compensación de picos de presión. Por ejemplo en golpes de ariete
producidos por cierres bruscos en válvulas, variaciones bruscas de la carga etc. En
este caso el acumulador hace los efectos de colchón y no de almacén.
• Como amortiguadores en suspensión de vehículos.
En las figuras 5-30 y 5-31 se acompañan sendos circuitos hidráulicos que utilizan
acumuladores. Como puede observarse el acumulador se instala en paralelo con el actuador y
junto a él se dispone una válvula de seguridad con el fin de garantizar que la presión en el
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
69
acumulador no rebase un tope que pudiera ocasionar la rotura del mismo con los consiguientes
riesgos de accidente.
0
A B
P T
PT
1A
1V1
1A
0
A B
P T
PT
1V1
Figura 5-30. Accionamiento de emergencia Figura 5-31. Compensación de fugas.
5.5.1 Tipos de acumuladores
Los tipos de acumuladores empleados en instalaciones oleohidráulicas son: de vejiga, de
membrana y de pistón.
5.5.1.1 Acumulador de vejiga
Los acumuladores de vejiga se emplean con volúmenes útiles medianos de gas. Se
caracterizan por una rápida reacción. Se montan en posición vertical preferentemente.
Se componen de un depósito metálico o cuerpo (1), una vejiga (3) de goma que se
encarga de separar el aceite del gas, una válvula (2) que hace tope evitando la rotura de la vejiga
al llenarla de gas y otra válvula antirretorno para el llenado de la vejiga de gas a presión (4) y para
evitar la fuga a la atmósfera (figura 5-32).
OLEOHIDRÁULICA
70
Figura 5-32. Acumulador de vejiga.
5.5.1.2 Acumulador de membrana
El acumulador de membrana se usa para pequeños volúmenes útiles de aceite. Tienen
una buena estanquidad y una larga vida útil. Son bastante similares a los vejiga (figura 5-33).
Figura 5-33. Acumulador de membrana.
Consta de un recipiente de acero (1) que contiene una membrana de un material elástico
que separa el líquido del gas. La membrana tiene un plato metálico (3) en su parte inferior que se
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
71
encarga de hacer tope para que no estalle la membrana en el proceso de llenado. Como en el
acumulador de vejiga se llena de gas por medio de una válvula (4).
5.5.1.3 Acumulador de pistón
Es básicamente un cilindro sin vástago en la que el émbolo hace de separador entre el
líquido y el gas. El mecanizado del cilindro y las juntas de estanquidad hacen que el pistón se
pueda desplazar sin que haya fugas de una cámara a otra.
Figura 5-34. Acumulador de pistón.
Se emplean cuando se necesitan grandes volúmenes útiles de gas. Su reacción es más
lenta debido a la masa del pistón separador y del rozamiento de las juntas de estanquidad. Se
produce por rozamiento una reducción de hasta un 10% de la presión útil.
5.5.2 Funcionamiento de un acumulador
Procedente de una botella a presión de un gas, normalmente nitrógeno, y gracias a la
válvula se llena el contenedor de gas del acumulador hasta alcanzar una presión p0 y un volumen
V0 (figura 5-35). La vejiga o la membrana en su caso ocupan todo el volumen del acumulador
hasta que la válvula de plato hace tope con la parte inferior del acumulador.
OLEOHIDRÁULICA
72
Figura 5-35. Carga y descarga de un acumulador hidráulico.
Al poner en funcionamiento la bomba del sistema el líquido pasa a través de la válvula
inferior del acumulador, comprimiendo el gas hasta alcanzar una presión p2 reduciéndose el
volumen hasta un valor V2.
Cuando la presión del sistema se reduce por debajo de p2 el acumulador entregará parte
del volumen de líquido acumulado en él, hasta que se llegue a la presión mínima del sistema p1 en
la que el volumen de gas tendrá un valor V1. En la figura 5-36 se representa el proceso seguido
por el acumulador.
p
V
2
10
V0V1V2 ∆V
p1
p2
p0
Figura 5-36. Diagrama p - V en un acumulador.
Carga
Descarga
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
73
5.5.3 Dimensionamiento de un acumulador
Cuando se llevan a cabo los cálculos de un acumulador se deben tener en cuenta las
siguientes presiones: p0, presión de llenado del gas; p1, presión mínima de la instalación hidráulica
de forma que la vejiga o la membrana no esté en contacto continuamente con la válvula de líquido;
y p2, presión máxima en el acumulador.
La presión de prellenado del acumulador debe ser entre un 80% y un 90% de la presión
mínima de trabajo a la temperatura máxima de trabajo. Con ello se pretende evitar que los
elementos separadores del acumulador estén cerca de la válvula de líquido y se deterioren.
La presión hidráulica máxima no debe exceder 4 veces la presión de llenado, de lo
contrario la elasticidad de la vejiga o de la membrana se verían afectadas.
Los procesos en un acumulador hidráulico son politrópicos, es decir, están entre
adiabáticos puros, sin intercambio de calor, e isotérmicos, a temperatura constante. Se puede
considerar el proceso como adiabático puro, en el caso de que la compresión y la expansión del
gas se produzca en un tiempo breve, menor de 1 min. Se puede considerar proceso isotérmico a
aquél en el que los cambios de estado tienen lugar lentamente, más de 3 minutos, de forma que
se puede producir un intercambio de calor completo con el exterior de manera que la temperatura
del gas se puede considerar constante (figura 5-37).
p
Volumen del gas V
2 2’
1
Adiabática
Isotérmica
Politrópica
Isocora
Figura 5-37. Diagrama p-V para un gas ideal.
Las ecuaciones que rigen la relación presión - volumen según sean procesos adiabáticos
o isotérmicos son:
OLEOHIDRÁULICA
74
Proceso adiabático Proceso istotérmico
−
=∆
n1
2
0n
1
1
00 p
p
p
p VV
−=∆
2
0
1
00 p
p
p
p VV
p
p
p
p
V V
n1
2
0n
1
1
0
0
−
∆=
p
p
p
p
V V
2
0
1
0
0
−
∆=
Siendo n el exponente para procesos adiabaticos que en el caso del nitrógeno vale 1,4.
Las presiones indicadas son absolutas. Se emplea como unidad de volumen el litro.
En la mayoría de los casos se pueden considerar los procesos adiabáticos.
En todos los casos anteriores se ha considerado el comportamiento del gas como ideal,
sin embargo en la práctica a presiones superiores a 200 bar el comportamiento de los gases varía
apreciablemente del descrito anteriormente. Para considerar este efecto se emplean factores de
corrección dados por el fabricante de acumuladores. Dichos factores son obtenidos por
experimentación y vienen indicados normalmente en gráficas (figura 5-38).
Figura 5-38. Factor corrector de gas ideal a gas real.
Isotérmica ∆Vreal=∆Videal ⋅ Ki
Adiabática ∆Vreal=∆Videal ⋅ Ka
Ki Ka
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
75
5.6 Multiplicadores de presión
Los multiplicadores de presión se emplean siempre que en una sección determinada de
un sistema hidráulico hay que someter al aceite a una presión esencialmente mayor que la que
permite la presión primaria disponible, proporcionada por la bomba, por ejemplo en funciones de
sujeción. Permiten, con una relación de intensificación 1:4, soluciones económicas para una
presión de partida de hasta 125 bar.
El multiplicador consta de un cilindro especial que multiplica la presión, un mecanismo que
hace bascular una válvula 4/2, cuatro válvulas de retención que separan las zonas de alta y baja
presión y, por último, otra válvula antirretorno que separa la zona de presión primaria con el
retorno o tanque (figura 5-39).
P A T
S S
S
Zona dealta presión
Zona depresión primaria
Figura 5-39. Esquema de un multiplicador de presión.
El cilindro especial es doble y simétrico respecto un plano de simetría; dispone de cuatro
émbolos, dos de ellos buzos, que se desplazan alternativamente dentro de sendos cilindros.
En primer término se llena el cilindro de alta presión directamente desde la bomba
alcanzándose la presión primaria. Posteriormente el aceite a baja presión se introduce en la
cámara del émbolo buzo izquierdo y en la cara anular izquierda del cilindro especial a través de la
válvula 4/2, mientras que la derecha está conectada a tanque por un conducto en la que dispuesta
una válvula de bloqueo.
Como consecuencia dos émbolos del cilindro especial se trasladan hacia la derecha, de
tal manera que en la cámara del émbolo buzo derecho se genera una presión mayor, definida por
la ecuación:
OLEOHIDRÁULICA
76
Pbaja⋅Acircular grande= Palta⋅Acircular pequeña
Además el aceite es inyectado a través de la válvula antirretorno superior derecha hacia A,
donde se desea generar la alta presión.
Cuando los émbolos del cilindro especial alcanzan su fin de carrera se bascula la válvula
4/2 y el aceite a baja presión penetra en las cámaras de la derecha y la anular izquierda se une a
tanque comenzando un proceso análogo al ya descrito. El aceite ubicado en la cámara del émbolo
buzo izquierdo se comprimirá y llegará a alcanzar la presión suficiente para inyectarse a través de
la válvula de bloqueo superior izquierdo e la zona de alta presión.
Cuando se haya alcanzado la presión necesaria el cilindro especial dejará de trabajar,
volviéndolo a hacer en el momento en que por cualquier circunstancia, por ejemplo fugas,
disminuye la presión en la zona de alta presión.
5.7 Técnicas de conexión
Los diferentes elementos que conforman un circuito hidráulico, bomba, válvulas y
actuadores, han de estar unidos entre si en serie o en paralelo.
La manera tradicional de realizar tales conexiones es mediante tubos rígidos o flexibles
con los correspondientes racores. Esta solución tiene los inconvenientes de producir una pérdida
de carga, algunas veces no despreciable, y lo que es peor, de propiciar fugas.
Para evitar ambos inconvenientes se realizan las conexiones mediante placas base,
consistentes en unos bloques de acero que contienen en su interior los conductos necesarios para
interconectar los elementos hidráulicos y comunicarlos con el exterior mediante uniones roscadas.
En determinados circuitos con el fin de unir los diferentes elementos que lo constituyen
pueden ser necesarios más de una placa base.
El conjunto de las placas base y de las válvulas forman concatenaciones longitudinales
que pueden disponerse de manera vertical u horizontal.
De esta manera se relaciona la salida de la bomba con las sucesivas válvulas por donde
ha de pasar el aceite y con el propio actuador sin necesidad de emplear tuberías y racores.
En la figura 5-40 se observa un esquema de una determinada concatenación vertical y en
la 5-41 una fotografía que muestra un corte de esta forma de conexión.
VÁLVULAS HIDRÁULICAS Y ACCESORIOS
77
P T
A B
a b
A B
A B1 1
P TA B
PLACA BASE
DOBLE ANTIRRETORNO
VALVULA REDUCTORADE PRESIÓN
DOBLE ANTIRRETORNOESTRANGULADOR
VÁLVULA DIRECCIONAL
Figura 5-40. Esquema de concatenación vertical. Figura 5-41. Concatenación
vertical.
5.8 Otros accesorios
Además de los accesorios fundamentales explicados junto con lo hablado en el momento
de tratar el grupo hidráulico (3) existen otra serie de elementos que nos vamos a limitar casi tan
solo a enumerarlos
Se emplean manómetros con el fin de conocer la presión en puntos estratégicos del
sistema; se disponen en derivación. Debido a las altas presiones con que se trabaja es
conveniente protegerlos con una válvula 2/2 que se abrirá solamente en el instante en que se
desee conocer aquélla.
Los presostatos tienen como finalidad limitar la presión en determinados lugares entre dos
valores límites; cuando éstos se sobrepasan actúan sobre algún elemento externo para conseguir
mantener la presión en los márgenes deseados.
OLEOHIDRÁULICA
78
En tuberías y válvulas, fundamentalmente, se produce una pérdida de carga que puede
alcanzar valores relativamente importantes, con el consiguiente incremento de la temperatura del
aceite, esto requiere en muchas ocasiones la instalación de intercambiadores de calor que lo
refrigere. Pueden ser de aire o de agua, normalmente son intercambiadores de tubos.
En ocasiones, en el momento de arranque de un sistema hidráulico la viscosidad del
aceite a temperatura ambiente es demasiado alta habiéndose de utilizar calefactores.
Normalmente se restringen a una resistencia eléctrica con el fin de reducirla.
Para la medida de la temperatura se utilizan termómetros y para su control en los
márgenes debidos los termostatos.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
79
6. CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
Se incluyen en este trabajo una serie de circuitos hidráulicos más o menos elementales
empleados frecuentemente en la práctica.
6.1 Circuito diferencial
Se le llama circuito diferencial a aquel que consigue que un cilindro tenga la misma
velocidad de avance y retroceso (figura 6-1). En primer lugar hay que decir que se necesita un
cilindro diferencial, es decir, aquél en el que la sección circular del émbolo A1 es el doble de la
sección anular A2.
0
0
0 P T
BA
P
T
2P3P
1P
1A1
1Z4
1V4
1V3
1Z2
1Z3
1Z5
01V1
1Z1
1P1
1V2
P T
pQ
1A 1
v
2v
2A
2Q
1Q
ba
4.00 l/min
1M1
1.40 kW1380.00 rpm
Figura 6-1. Circuito diferencial.
80 OLEOHIDRÁULICA
Las conexiones de un circuito diferencial mostrado en la figura 6-1 son las siguientes: a la
válvula distribuidora 1V4 se le coloca un tapón en su conexión B de tal forma que es como si se
dispusiera de una válvula 3/2 en vez de una 4/2. La otra vía (A) se conecta con la boca del lado
circular del émbolo del cilindro. La otra boca del cilindro se conecta conjuntamente con la conexión
que viene de la bomba a la toma P de la válvula distribuidora (1V4).
Al realizar estas conexiones el caudal de fluido que irá hacia el lado anular del cilindro
será Q1 = Qp + Q2, siendo Qp el caudal suministrado por la bomba.
Si se denomina v1 a la velocidad de avance del vástago y v2 a la de retroceso, en el
movimiento de avance se tiene:
Q2 = v1 ⋅ A2
Q1 = v1 ⋅ A1 = Qp + Q2 → v1 ⋅ A1 = Qp + v1 ⋅ A2 → Qp = v1 ⋅ A1 − v1 ⋅ A2 = v1 (A1 − A2)
2
p
21
p1 A
Q
AA
Qv =
−=
ya que en un cilindro diferencial A1 = A2
En el movimiento de retroceso el caudal que va hacia el lado anular del cilindro es
únicamente el correspondiente al de la bomba. De tal forma que:
2
p2 A
Qv =
con lo que se tiene que las velocidades de avance y retroceso son iguales. En el caso de utilizar
cilindros con relaciones diferentes A1/A2 se conseguirán otras relaciones entre las dos velocidades.
Si se consideran las fuerzas actuantes en el avance, despreciando pérdidas y rozamiento,
se tendrá:
2121121 Ap)A(ApFFF ⋅=−⋅=−=∑
que es igual a las fuerza resultante en el retroceso:
ΣF = F2 – F1 = p1 A2
Como resumen del circuito diferencial diremos que la ventaja que ofrecen es que con una
bomba de menor tamaño se obtiene mayor velocidad de avance; como inconveniente hay que
señalar que en el avance se obtienen fuerzas más reducidas que en un montaje normal. En el
cuadro adjunto se compara el montaje convencional con el diferencial.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
81
Circuito diferencial Sin circuito diferencial
0
0 P T
BA
2P3P
1P
1A1
1Z4
1V41Z2
1Z3
pQ
1A 1
v
2v
2A
1Q
2Q
0
0 P T
BA
2P3P
1P
1A1
1Z4
1V41Z2
1Z3
pQ
1A 1
v
2v
2A
v1 = v2 v1 = v2/2
Favance= Fretroceso Favance= 2⋅Fretroceso
Figura 6-2. Cuadro comparativo entre el montaje normal y el diferencial.
6.2 Circuito con dos actuadores en serie
Se trata del caso en el que se disponen dos cilindros en serie gobernados por sendas
válvulas distribuidoras y alimentados por una sola bomba (figura 6-3).
Cuando se maniobra la válvula 1V y se mantiene la posición de la válvula 2V, trabaja
exclusivamente el cilindro 1A de una manera convencional. Lo mismo sucederá en el caso inverso,
es decir, cuando se maniobra 2V y se mantiene fija 1V.
El caso interesante y para el que se diseña este circuito es cuando se maniobran las dos
válvulas simultáneamente, supongamos pasan ambas a la posición a. Entonces el aceite penetra
en la cara circular A1 del cilindro 1A y el que se encuentra en su cara anular A2 pasa a ocupar el
volumen de la cara circular A'1 de 2A. El aceite de A'2 circula hacia tanque.
82 OLEOHIDRÁULICA
0
A B
P T
A B
TP
PT
A BA B
A
B
P
S
3P
1A
2A
v
0
2P
0
1P
1A'
2A'
F F'
v'
a b a b
1A 2A
1V 2V
0Z20P
0V1
0Z1
Figura 6-3. Sistema hidráulico con válvulas direccionales en serie.
En este caso se verifican las siguientes igualdades:
p1⋅A1 − p2⋅A2 − Fr = F
p'2⋅A'1 − p3⋅A'2 − F'r = F'
Siendo Fr y F'r las fuerzas de rozamiento de los dos cilindros respectivamente y F y F' las
fuerzas resistentes que se oponen al desplazamiento de los vástagos respectivos.
De las ecuaciones anteriores se deduce que:
2
r
2
11
2
r112 A
FF
A
Ap
A
FFApp
+−⋅=
−−⋅=
Al ser A1 mayor que A2 se tiene que p2 > p1 consiguiendo de esta manera una
multiplicación de la presión. Además, la bomba necesaria es de menor potencia que si se actuase
directamente.
Por otro lado se tiene que verificar necesariamente:
Volumen saliente de 1A = Volumen entrante en 2A
A2⋅L = A'1⋅L'
Siendo L y L' las carreras de 1A y 2A respectivamente.
En cuanto a las velocidades, se tendrá:
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
83
1
2
1
b
A'
Avv';
A
Qv ⋅==
L
L'
A
Q
A'
A
A
Qv'
1
b
1
2
1
b ⋅=⋅=
Siendo Qb el caudal suministrado por la bomba.
Esta solución se utiliza en el caso en que se requieran dos esfuerzos, uno grande y otro
más reducido.
6.3 Circuito con actuadores en paralelo
En algunas ocasiones se disponen actuadores en paralelo gobernados por sendas
válvulas distribuidoras (figura 6-4).
0
A B
TPa b
1V A B
TPa b
2V A
TPa b
3V
F1
F3
F3
A B
A
B
A
B
1A
2A
3A
2.00 kW
1500.00 rpm
Figura 6-4. Circuito con 3 actuadores en paralelo.
Supongamos que al cilindro 1A se le exige una fuerza F1, al 2A F2, y al 3A F3 . Como
consecuencia las presiones requeridas en la boca A de los respectivos cilindros, para que se
empiecen a desplazar sus cargas, serán p1, p2, y p3. Supondremos que en este caso p1 > p2 > p3.
84 OLEOHIDRÁULICA
Si se maniobran las tres válvulas 1V, 2V y 3V simultáneamente sucederá que cuando se
alcance la presión p1, aguas abajo de las válvulas:
• Comenzará a salir el vástago de 1A.
• Cuando dicho vástago llegue a su fin de carrera se irá incrementando la presión.
• Cuando alcance un valor p2 comenzará a salir el vástago de 2A.
• Cuando dicho vástago haya llegado a su fin de carrera se irá incrementando la
presión.
• Cuando alcance un valor p3 comenzará a desplazarse el vástago de 3A.
• Cuando éste llegue a su fin de carrera se incrementará la presión hasta que la
bomba de caudal variable proporcione un caudal nulo. La válvula de seguridad estará
tarada a un valor superior para actuar en el caso que falle la bomba.
Para conocer en que orden retornan los vástagos de los cilindros habrá que hacer
consideraciones similares a las expuestas anteriormente.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
85
6.4 Circuito con grandes cargas a tracción
La figura 6-5 muestra un circuito hidráulico diseñado para el caso en que el actuador haya
de resistir grandes cargas a tracción, como en el caso de una grúa. Dicho circuito contiene una
válvula distribuidora 4/3 (1V1) con todas las vías unidas en su posición central; una válvula
antirretorno con apertura hidráulica (1V2); una válvula de secuencia (1V3) y una restrictora con
antirretorno en paralelo (1V4).
0
P
A B
TP
A
B
A B AP
A
B
A
B
P A
T
S
PA
B
A
B
F = mg
1A
2A
a b
0P
2.00 kW
1500.00 rpm
0Z1
0V3
0V2
0Z2
0V1
1V1
1A
1V2
1V31V4
0Z3
Figura 6-5. Circuito con grandes cargas a tracción.
86 OLEOHIDRÁULICA
Cuando 1V1 se encuentra en posición centrada pueden producirse fugas de aceite que
harían descender la carga al pasar ésta de la parte anular a la circular del cilindro. Lo anterior lo
evita la válvula antirretorno con apertura hidráulica 1V2.
Además la válvula de secuencia 1V3 estará tarada a una presión superior a F/A2, lo que
significa que también impediría la caída de la carga.
Si se dispone 1V1 en la posición "a" la carga sube sin producirse ningún contratiempo.
Cuando 1V1 pasa a la posición "b" el aceite entra en la parte circular del cilindro sin
impedimento alguno, mientras que sale de la zona anular, en primer lugar a través del restrictor
1V4 que controlará la velocidad de caída.
La carga empezará a descender cuando en la entrada de la válvula de secuencia se
alcance su presión de consigna, normalmente un 10% superior a la presión producida en A2 por la
propia carga.
De esta manera se evita una caída rápida de la carga que podría llegar a ser tal que el
caudal necesario en A1 fuese superior al que proporciona la bomba, ello traería consigo la
cavitación en A1 y en otros puntos situados aguas arriba. Además evita el que se produzcan
movimientos bruscos y picos de presión.
En este caso 1V2 se abre gracias a la presión de la línea paralela.
Si existe posibilidad, como en este caso, que la válvula antirretorno 1V2 se cierre
bruscamente en un determinado momento, normalmente al maniobrar la válvula distribuidora, para
atenuar el golpe de ariete se antepone a 1V2 un restrictor.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
87
6.5 Control de la secuencia en dos cilindros
Se trata de un proceso de montaje de dos piezas unidas por un pasador. Dispuesta la
primera pieza en un alojamiento de la mesa, se ubica la segunda pieza encima, siendo empujada
después por un cilindro 1A1 que la aloja en el interior de la primera, para por último otro cilindro
1A2 empuje un pasador (3) que traba las dos piezas (figura 6-6).
Figura 6-6. Esquema del proceso.
El esquema del circuito que soluciona el problema se observa en la figura 6-7. La válvula
distribuidora 1V1 se acciona por medio de un pedal y se reposiciona por muelle. Cuando se
acciona dicho pedal avanza en primer lugar el vástago del cilindro 1A1, cuando llega al final de su
carrera la presión que actúa en el cilindro no es la máxima del sistema si no la presión reducida
por la válvula reductora de presión 1V2.
El vástago del cilindro 1A2 no saldrá hasta que se alcance una presión determinada,
previamente tarada, que haga que la válvula de secuencia 1V4 abra el paso. De esta forma dicha
presión no se alcanzará hasta que el cilindro 1A1 esté en su final de carrera, la primera pieza esté
alojada en la segunda y se encuentren bien amarradas. Cuando la válvula de secuencia 1V4 abre
el paso, el vástago del cilindro 1A2 comienza su salida con una velocidad regulada por medio del
regulador de caudal 1V5.
Una vez terminado el ensamblado de las piezas se suelta el pedal de la válvula 1V1, ésta
vuelve a su posición de reposo, el vástago del cilindro 1A2 regresa a su posición original pasando
el aceite por el lado favorable del antirretorno de la válvula 1V5. Mientras 1A2, retorna la presión
es insuficiente para abrir la válvula de secuencia 1V3, por lo que el cilindro 1A1 se mantendrá con
el vástago en su posición anterior hasta que el cilindro 1A2 llegue a su posición posterior. En ese
instante la presión aumentará, la válvula de secuencia 1V3 abrirá y el vástago del cilindro 1A1
regresará a su posición inicial.
88 OLEOHIDRÁULICA
0
a b
0P
2.00 kW
1500.00 rpm
0Z1
0V2
0V1
1V1
1V41V2
1V31V5
1A21A1
Figura 6-7.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
89
6.6 Prensa hidráulica
Se trata de una prensa hidráulica para la conformación de una pieza metálica. Tanto las
prensas como las máquinas de inyección de plástico son máquinas en las que está ampliamente
difundido el uso de la hidráulica a altas presiones. Conforme las presiones de trabajo aumentan, la
seguridad en la máquina debe incrementarse, digamos que exponencialmente, por el peligro que
conlleva para las personas.
El funcionamiento de una prensa hidráulica pasa por un avance rápido en vacío y otro
lento cuando ha de realizar el esfuerzo (figura 6-8).
Figura 6-8. Esquema del proceso.
El circuito esquematizado en 6-9 plantea una solución con el uso de una válvula de
prellenado. Dicha válvula se encarga de proporcionar el caudal necesario para realizar la carrera
en vacío, sin realizar esfuerzos, del cilindro 1A2. Este cilindro es de gran diámetro, pues es el que
realiza el esfuerzo en el momento del prensado.
90 OLEOHIDRÁULICA
0
1A21A1 1A3
1V1
1V2
1V3
0V
0Z1
A B
TP
A
B
T P
P
S
A
B
A
PA
A
B
X
a b
0P1 0M1
1Y1 1Y2
Figura 6-9. Esquema de la prensa hidráulica.
Al accionar la válvula 1V1 a su posición "b" los vástagos de los cilindros de doble efecto
1A1 y 1A3 comienzan a salir. El vástago del cilindro de simple efecto 1A2 desciende por estar
rígidamente unido a los vástagos de los cilindros 1A1 y 1A3 por la plataforma de la prensa. El
caudal importante que necesita el cilindro 1A2, dado su tamaño, no lo proporciona la bomba sino
un depósito situado encima a través de la válvula de prellenado 1V3. La presión requerida en este
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
91
movimiento es pequeña debido a que la fuerza solicitada se reduce tan solo al rozamiento en los
cilindros, dado que se está trabajando en vacío.
En el momento en que la plataforma de la prensa toma contacto con la pieza a prensar, la
presión aumenta. Cuando ésta alcanza el valor tarado en la válvula de secuencia 1V2 se abre el
paso de P hacia A, permitiendo en ese momento que el caudal suministrado por la bomba pase
hacia el cilindro 1A2 a una presión mayor pero con un caudal reducido.
En ese momento los tres cilindros, principalmente el central, realizan un gran esfuerzo con
una velocidad muy reducida, hasta que llegan a su fin de carrera. El recorrido en el que se hace
dicho gran esfuerzo es muy corto por lo que el volumen de aceite necesario será pequeño.
Dicha bomba, de caudal constante, puede ser pequeña porque no tiene que proporcionar
el caudal necesario para el movimiento en vacío del cilindro 1A2. Una vez terminado el
conformado de la pieza se deberá mandar alguna señal eléctrica para pilotar el solenoide 1Y1 de
1V1. Entrará aceite por las cámaras B de los cilindros 1A1 y 1A3, al mismo tiempo que se pilotará
X de la válvula de prellenado para que el fluido pueda pasar del cilindro 1A2 hacia el depósito de
dicha válvula. De esta manera se consigue que suba la plataforma de la prensa.
92 OLEOHIDRÁULICA
6.7 Taladrado con diferentes velocidades de avance
Se trata de automatizar el avance de un taladro (figura 6-10). Al realizar el taladrado con
brocas de gran diámetro, es necesario, en primer término realizar un avance rápido en vacío y
luego obtener velocidades de avance constantes y de ajuste fino. El movimiento de retorno puede
ser iniciado presionando un segundo pulsador o bien por un detector magnético de fin de carrera.
Figura 6-10. Taladrado con 2 avances diferentes.
En las figuras 6-11 y 6-12 se acompañan los esquemas de los circuitos hidráulico y
eléctrico. El lector sabrá interpretar dichos esquemas teniendo en cuenta todo lo explicado
anteriormente.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
93
0
0
0
P T
BA
P
T
1P
1A
1Z4
1V4
1V3
1Z2
1Z3
01V1
1Z1
1P1
1V2
P T
pQ
a b
a b
4.00 l/min
1M1
1.40 kW1380.00 rpm
Y2 Y3
Y1
1V5
1S1 1S2 1S3
1V61V7
Figura 6-11. Esquema neumático.
6-9
4
OLEOHIDRÁULICA
24
V
0V
Y2
K3
Y3
K1
Y1
K1
S1
K1
K1
K3
K2
K2
K2
K3
K3
K41S
1
1S
2K
3
K4
1S
3S
2K
3K
2
Fig
ura
6-1
2. E
squem
a e
léct
rico
.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
95
6.8 Circuitos para un motor hidráulico
Como se ha indicado en el apartado 4.3 los motores hidráulicos requieren la aportación de
aceite a presión mediante una bomba. En la figura 6-13 se presenta un circuito muy esquemático
que contiene la alimentación del aceite, una válvula distribuidora y el motor hidráulico. Invirtiendo
la válvula se consigue que el motor gire en los dos sentidos.
A B
1A
A B
P T 1V1
a b
Figura 6-13. Accionamiento de un motor hidráulco.
Con los motores hidráulicos se debe tener una precaución importante. Cuando en el
circuito indicado se pone la válvula en la posición intermedia con el fin de parar el motor, éste tiene
una inercia que puede producir cavitación en la entrada y una importante sobrepresión en su
salida.
Para evitar estos problemas se usa un circuito como el de la figura 6-14 que pasamos a
describir a continuación. Se coloca una válvula de secuencia 1V2 que se suele denominar en este
tipo de circuitos válvula de freno. La misión de esta válvula es abrir el paso hacia tanque en cuanto
la presión alcance un valor previamente tarado. Además se incluyen 4 válvulas antirretorno (1V3,
1V4, 1V5 y 1V6) dispuestas de tal forma que la válvula 1V2 trabaja de igual forma
independientemente del sentido de giro del motor. Con ello solucionaríamos el problema de la
sobrepresión en la salida del motor pero no el de la cavitación en la entrada.
Para solucionar el problema de la cavitación, se aprovecha la posición central de la válvula
distribuidora que es de recirculación P-T y se añade una válvula antirretorno con muelle (1V7),
pretensada de forma que en la conexión T de la válvula 1V2 haya una cierta presión de unos
pocos bar. Esta presión será la que fluya hacia la zona de baja presión del motor a través de las
válvulas antirretorno 1V5 o 1V6, dependiendo del sentido de giro, que impedirá la cavitación en la
entrada del motor.
96 OLEOHIDRÁULICA
A B
1A
A B
P T 1V1
S
P
P
T
0V1
A
B
1V2
1V3
1V4
1V5
1V6
1V7
a b
0Z1
Figura 6-14. Esquema de un circuito de control de un motor hidráulico.
La aportación de aceite a presión a un motor hidráulico puede hacerse también mediante
un circuito cerrado. En este circuito el aceite empleado por el motor retorna a la bomba. Sin
embargo no es posible que el aceite trabaje en un circuito totalmente cerrado pues la temperatura
del aceite se incrementaría debido a las pérdidas de carga, subiendo la presión de manera
absolutamente inadmisible.
Para resolver tal problema una bomba auxiliar proporciona al circuito principal un caudal
de aceite frío que sustituye de manera continua al mismo caudal, esta vez caliente, que de aquél
se deriva a tanque.
CIRCUITOS OLEOHIDRÁULICOS
97
1V1
1V2
1V61V5
1P1
1P2
1A
1V4
1V3
1Z1 1Z2
Figura 6-15. Esquema de un circuito de control de un motor hidráulico en circuito cerrado.
En la figura 6-15 se representa esta segunda solución de alimentación al motor, con
circuito cerrado que consta de una bomba reversible de cilindrada variable; con ello el motor será
igualmente reversible y podrá girar a diferentes velocidades. Como puede observarse el circuito es
casi simétrico, estando repetida la válvula (de freno o de secuencia) limitadora de presión (1V3 y
1V4) y el antirretorno (1V5 y 1V6), con la finalidad precisamente que el motor sea reversible.
Las válvulas (de freno o de secuencia) limitadoras de presión (1V3 y 1V4) se abren
cuando la presión en la entrada del motor sobrepasa un valor de consigna, derivando el caudal
hacia la línea de baja presión. La presión aguas arriba del motor es tanto más alta cuanto mayor
98 OLEOHIDRÁULICA
sea el par que se le exija, pudiendo llegar a ser no tolerable. Además tienen la función de frenado
del motor cuando el caudal de la bomba se hace nulo.
La renovación parcial del aceite se verifica de la manera siguiente. La línea de alta presión
procedente de la bomba principal, que suponemos sea la de la izquierda, desplaza la válvula
distribuidora (1V1) hacia la derecha y al mismo tiempo se abre la válvula limitadora (1V2) gracias a
la presión producida por la bomba auxiliar (1P2). De esta manera el aceite procedente del motor
se deriva hacia el refrigerador (1Z2) y a tanque. La bomba auxiliar (1P2) proporciona un caudal de
aceite equivalente, a través del antirretorno (1V6) hacia la aspiración de la bomba. El antirretorno
(1V5) estará cerrado por el aceite a presión de la línea de salida de la bomba.
Cuando la bomba proporciona un caudal cero el caudal de la bomba auxiliar se deriva
hacia tanque a través de las válvulas distribuidora y limitadora (1V1 y 1V2).
Cuando la bomba y motor giren en el sentido contrario las cosas sucederán de manera
análoga.
Como puede observarse la válvula distribuidora es 6/3, siendo tres vías de entrada y las
tres de salida comunicadas entre si.
6.9 Circuito completo con la mayor parte de símbolos ISO 1219
En las figuras 6-16, 6-17 y 6-18 se acompaña un circuito hidráulico más completo que
además de contener varios actuadores representados según ISO 1219, contiene diversa
información necesaria para entender el circuito y realizar una correcta puesta en marcha. Estos
detalles son: características del aceite, capacidad del tanque, potencia del motor eléctrico,
diámetros y espesores de las tuberías, presiones de tarado en las válvulas, características de
filtros, actuadores, etc.
CIR
CU
ITO
S O
LE
OH
IDR
ÁU
LIC
OS
99
16 M
Pa
630
l
500
lH
M 4
6
125
l/min
0 l/
min
Ø50x
3
Ø30
x4P
2
T
16 c
m3
B A
ß6 =
75
0
Ø16
X2
Ø16
Ø28
x2
0V
1
10
MP
a
0Z
4
0V2
25
MP
a
PT
A
P TP S
SP
L
Ø25
A
B B A
0Z
9
ß10
=75
0S
2
Ø16
x2P
1
0P
20M
24
5.0
0 k
W15
00
.00
rp
m
0Z
1
0V
3
0Z
80
P2
0M1
5.50
kW
150
0.00
rpm
0Z
3
0S1
Fig
ura
6-1
6. P
art
e d
el e
squem
a r
efe
rente
al g
rupo h
idrá
ulic
o.
100
OLEOHIDRÁULICA
3 M
Pa
32 c
m3 Ø
16
x2Ø
16
x2
AB
PT
A BB
B
A
A
AB T
P2V
1
2V
2
2V
3Ø
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Ø3
0x4
BA
B
A1
A
B1
AB
2A
Ø100/5
6 x
300
Ø1
6x2
3A
Ø63/4
5 x
100
AB
PT
A B
3V
4 3V
3
3V
2 3V
1
8 M
Pa
P1
Ø1
6x2
Ø3
0x4
P2
Ø5
0x3
T
1A
1V
21V
3
1V
1
2S
12S
2
3S
1
3S
2
Fig
ura
6-1
7. S
egunda p
art
e d
el e
squem
a
CIR
CU
ITO
S O
LE
OH
IDR
ÁU
LIC
OS
101
AB
PT
4V1
B
4V2
12 M
Pa
AB
PT
A
A
BA
Ø50
/36
x 2
00
Ø50
/36
x 2
00
Ø30
X4
Ø50
X3
P2
T
Ø16
X2
Ø16
X2
Ø16
X2
Ø22
X2
Ø16
X2
Ø16
X2
Ø16
X2
Ø16
X2
Ø10
0/5
6 x
300
PAB T
AB
PT
A B
P T
Ø25
X3
Ø28
X2
Ø12
X1,
5Ø
15X
1,5
Ø12
X1,
5
Ø12
X1,
5
180º
45 c
m3
Ø25
X3
Ø25
X3p =
7 M
Pa
0 p =
10 M
Pa
1 p =
16 M
Pa
3 5 l
N2
Ø42
X3
4A1
4A2
4V4
4V5
4S1
4S2
5A
5V2 5V
1
5Z
5V4
5V3
5V5
6A
6V2
6V1
6S1
6S2
Fig
ura
6-1
8. T
erc
era
part
e d
el e
squem
a
OLEOHIDRÁULICA
102
7. HIDRÁULICA PROPORCIONAL Y SERVOHIDRÁULICA
Como ya se ha indicado anteriormente (capítulo 1) existe una hidráulica muy desarrollada,
sobre todo en su parte electrónica, con la que se obtiene una mayor precisión tanto en velocidad y
esfuerzos como en el posicionamiento.
Se trata de las tecnologías denominadas hidráulica proporcional y servohidráulica que se
distingue de la convencional porque utilizan válvulas esencialmente diferentes.
7.1 Válvulas proporcionales
Todas las válvulas que se han visto hasta ahora, que han sido llamadas convencionales,
son todo-nada, es decir actúan tan solo en posiciones extremas; pues bien, existen otras válvulas
que pueden ocupar todo el rango de posiciones intermedias, nos referimos a las válvulas
proporcionales, que tienen la gran ventaja de poder regular las variables de una manera
extraordinariamente más precisa.
Dichas válvulas pueden clasificarse en direccionales, de presión y de caudal.
Limitadoras de presión Reductoras de presión
De presión De caudal Direccionales
Válvulas proporcionales
Son dos, las diferencias esenciales entre las válvulas convencionales y las proporcionales,
el tipo de electroimán que las maniobra y la forma de la corredera.
En las válvulas convencionales los electroimanes al recibir una excitación hacen cambiar
la posición de la corredera de una posición determinada a otra, no existiendo posibilidad de
mantener la corredera en posiciones intermedias.
En las válvulas proporcionales los electroimanes pueden recibir una intensidad variable,
ocupando la corredera una posición intermedia cualquiera, proporcional a aquélla.
Existen dos tipos de electroimanes, aquéllos en los que al variar la intensidad regulan el
desplazamiento de la corredera y los que al modificar la intensidad regulan la fuerza que realiza el
electroimán.
Los imanes proporcionales, se pueden utilizar de dos formas: con regulación de fuerza,
permaneciendo la posición de su núcleo casi invariable y, por tanto, la carrera; y con regulación de
carrera, produciendo una fuerza simultáneamente con una carrera de trabajo.
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
103
Además, las válvulas proporcionales disponen de una corredera con una geometría
especial. En las válvulas convencionales la corredera está formada por cilindros de corta longitud
coaxiales de diferente diámetro, dispuestos consecutivamente, con saltos bruscos entre ellos.
Como diferencia las válvulas proporcionales poseen en los cilindros de mayor diámetro unas
muescas o incisuras de forma variable, tal como se aprecia en las figuras 7-1 a 7-4.
Con esta solución se consigue modificar lentamente la sección de paso, y de esta manera
obtener una regulación todavía más fina del caudal.
Figura 7-19 Corredera de una válvula
convencional
Figura 7-20 Muesca triangular de una válvula
proporcional
Figura 7-21 Muesca circular de una válvula
proporcional
Figura 7-22 Muesca mixta circular-triangular. de
una válvula proporcional
OLEOHIDRÁULICA
104
7.1.1 Control de las válvulas proporcionales
Las válvulas proporcionales necesitan una señal eléctrica analógica de entrada como
consigna. Dicha señal debe ser en intensidad, ya que los imanes proporcionales se desplazan o
realizan fuerza en función de dicha variable. Como se suele trabajar con señales analógicas
medidas en voltios, se necesita un amplificador que será el que mande la señal en mA hacia el
solenoide proporcional, éste traducirá esa señal en fuerza o desplazamiento del núcleo del
solenoide que a su vez actuará sobre la válvula proporcional y modificará la variable a controlar en
el fluido hidráulico (figura 7-5).
Amplificadorelectrónico
Solenoideproporcional
Válvulaproporcional
Señal eléctricade entradaanalógica0…10V DC
Fuerza oposición
Aceitehidráuli
Figura 7-23. Mando de una válvula proporcional en lazo abierto.
Para realizar un control de presión se requiere una realimentación con la señal
proveniente de un sensor de presión, que comparará la consigna en V con la señal del sensor
también en V. El error generará una señal hacia el amplificador y posteriormente hacia la válvula
proporcional de presión (figura 7-6).
Consignaeléctrica
+ Amplificadorelectrónico
Válvulaproporcionalde presión
Sistemahidráulico acontrolar
Sensor depresión
Presión delsistema
-
Figura 7-24. Control de la presión de un sistema hidráulico con una válvula proporcional de
presión.
Para realizar un control de la posición o de la velocidad de un actuador hidráulico se usará
una válvula proporcional direccional y la señal de realimentación será bien de un sensor de
desplazamiento bien de un sensor de velocidad (figura 7-7).
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
105
+ Amplificadorelectrónico
Válvulaproporcionaldistribuidora
Cilindro o motorhidráulico
Sensor dedesplazamiento
Posición delcilindro
Señal proporcionalanalógica de0..10V
-
Consignaeléctrica
Figura 7-25. Control de la posición de un cilindro mediante una válvula proporcional distribuidora.
7.1.2 Válvulas proporcionales direccionales
Las válvulas proporcionales direccionales cumplen la función de señalar la dirección del
aceite, como las válvulas direccionales convencionales, pero, como ya se ha dicho, con la
posibilidad de regular el caudal que circula por ellas.
Pueden ser mandadas directamente o prepilotadas; éstas disponen de una válvula auxiliar
que suele ser una válvula proporcional limitadora de presión.
Figura 7-26. Válvula proporcional direccional.
La sección de la figura 7-8 representa una válvula proporcional 4/3 en la posición central.
La corredera es actuada directamente por las bobinas proporcionales ubicadas en los dos
laterales. La corredera se mantiene en la posición central, centrada por medio de los dos muelles,
cuando no existe señal eléctrica en ninguna de las dos bobinas. Si una de las dos bobinas recibe
una señal analógica se generará una fuerza que desplazará el núcleo de la bobina que, a su vez,
moverá la corredera de la válvula en el mismo sentido al de la aquélla. La fuerza que hace el
solenoide es proporcional a la intensidad eléctrica recibida y se equilibrará mediante la fuerza de
OLEOHIDRÁULICA
106
compresión del muelle del lado opuesto a la bobina activada. Así a mayor intensidad recibida por
la bobina mayor será el desplazamiento hasta que la fuerza del muelle la equilibre.
Si recibe señal el solenoide de la izquierda, el flujo de aceite irá de P hacia A y desde B
hacia T. Si recibe señal el solenoide de la derecha, el flujo de aceite irá de P hacia B y desde A
hacia T. Si ninguna bobina recibe señal la corredera no se desplazará y las conexiones serán
aquellas para las que este preparada la corredera, en el caso de la figura 7-8 se interrumpirá el
paso de la aceite en todas las vías.
El caudal que se controla mediante el movimiento de la corredera depende, además de la
posición de ésta en sí, de la geometría de la muesca de control, conocida como canto de control.
La sección de paso del estrangulamiento depende de la posición de la corredera. Así pues el
caudal dependerá de la intensidad recibida por la bobina y de la geometría del canto de control.
Una muesca de control en V produce una modificación exponencial de caudal. Una muesca
rectangular produciría una variación lineal del caudal. Pero como es sabido el caudal depende
también de la diferencia de presión entre la entrada y salida de la válvula y de la viscosidad del
fluido: a mayor diferencia de presión, mayor caudal y a mayor viscosidad menor caudal.
Las válvulas proporcionales se representan también según la norma ISO 1219; su
representación es la misma que la de las convencionales pero añadiendo, en las partes inferior y
superior de los rectángulos que indican las diferentes situaciones de funcionamiento, sendas rayas
paralelas.
En la figura 7-9 se comparan dos circuitos hidráulicos análogos uno trabajando con una
válvula direccional convencional y el otro con proporcional. Como se observa en el segundo se
prescinde de las válvulas de caudal o restrictoras ya que la válvula proporcional cumple la misión
de ellas con creces.
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
107
Figura 7-27. Comparación hidráulica convencional y proporcional
Las curvas características que definen el comportamiento de una determinada válvula
proporcional se acompaña en la figura 7-10. Como se puede apreciar en la figura las perdidas de
carga en este tipo de válvulas son importantes, mayores que en las convencionales.
OLEOHIDRÁULICA
108
Figura 7-28. Curva característica de una válvula proporcional direccional
Si se desea obtener un caudal constante para conseguir una velocidad fija en un cilindro,
tal como se consigue con válvulas convencionales (5.4), basta disponer de una balanza de presión
a la entrada de la válvula direccional proporcional (figuras 7-11 y 7-12).
La balanza de presión consta de una válvula reductora de presión y una válvula “o” para
trabajar respectivamente con A o B. El funcionamiento es análogo al explicado en las válvulas
reguladoras de caudal donde la válvula estranguladora (5.4). es sustituida por la válvula
proporcional.
Figura 7-29. Balanza de presión para válvula proporcional
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
109
Figura 7-30. Conjunto válvula proporcional-balanza de presión.
7.1.2.1 Válvula limitadora de presión
Esta válvula proporcional es análoga a la correspondiente convencional y con idéntica
misión, limitar la presión de un sistema a un valor de consigna. La diferencia estriba en que la
válvula convencional modifica la presión de tarado mediante un muelle mientras que la
proporcional lo realiza gracias a un solenoide.
El solenoide proporcional (figura 7-13) crea una fuerza hacia la izquierda proporcional a la
intensidad recibida por la bobina (1). Esta fuerza se transfiere mediante el vástago (2) al cono de
cierre (3). Este cono posee dos superficies enfrentadas, la primera, situada en su izquierda, está
en contacto directo con la vía P; la segunda, corresponde a la sección del agujero y del muelle del
vástago (4), que también se encuentra a la misma presión, vía un canal interno.
OLEOHIDRÁULICA
110
Figura 7-31. Válvula proporcional limitadora de presión.
Según la fuerza que realice el vástago del solenoide sobre el cono de cierre será
necesaria una presión en P mayor o menor para efectuar la apertura de P a T, es decir será
diferente la presión de apertura. En la figura 7-13 se representa la válvula en posición cerrada.
Como en el caso de todas las válvulas proporcionales se obtiene un grado de exactitud
notablemente superior que en las convencionales.
En la figura 7-14 se representa la presión de apertura de determinadas válvulas
limitadoras de presión proporcionales comerciales en función de la intensidad recibida por su
bobina.
Figura 7-32. Curva característica de una válvula proporcional limitadora de presión.
1 2 3 4
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
111
7.1.2.2 Válvula reductora de presión
Esta válvula proporcional tiene la misma misión que su análoga convencional, es decir,
reducir la presión aguas abajo a un valor constante de consigna independientemente de la presión
existente aguas arriba, siempre que ésta sea mayor que la de tarado.
Está compuesta de una válvula reductora de presión convencional y de una limitadora de
presión proporcional, que en esta ocasión hace el papel de válvula piloto (figura 7-15).
El aceite que entra por la vía P de la válvula reductora convencional circula hacia A, a
través de la restricción (1) produciendo una determinada reducción de la presión. Por otra parte
dicho aceite circula a través de un restrictor (2) hacia el cono de cierre (3) de la válvula
proporcional y hacia la cámara (4) de la válvula reductora.
Figura 7-33. Válvula proporcional reductora de presión.
Si no se alcanzase la presión de apertura de la válvula limitadora, la presión en (4) sería
equivalente a la de la vía P de la válvula reductora, alcanzándose un equilibrio en la posición de su
corredera, y una reducción de la presión determinada.
En el caso en que la presión en (3) superase la presión de apertura de la válvula
limitadora, ésta se abriría y circularía el aceite hacia tanque, reduciéndose la presión en (4) y
VÁLVULA REDUCTORA DE PRESIÓN CONVENCIONAL
VÁLVULA REGULADORA DE CAUDAL PARA EL
PILOTAJE VÁLVULA PILOTO (LIMITADORA
PROPORCIONAL)
ELECTROIMÁN PROPORCIONAL 1 4
2
3
OLEOHIDRÁULICA
112
desplazándose la corredera de la válvula reductora hacia la izquierda, cerrándose algo el restrictor
(1) aumentando la pérdida de carga en él y disminuyendo la presión en A.
La presión limitada en la válvula piloto actúa sobre la corredera de la válvula reductora de
presión sustituyendo al resorte de las válvulas reductoras convencionales. Como la presión del
servopilotaje es proporcional a la intensidad del electroimán se obtendrá, así mismo, un equilibrio
de fuerzas en la corredera de la válvula reductora en una posición u otra consiguiendo una
reducción de la presión mayor o menor. Se puede decir que la válvula limitadora piloto hace las
veces del accionamiento manual en la válvula convencional.
En la figura 7-16 izquierda se representa, en abscisas, la tensión, proporcional a la
intensidad, recibida por la bobina de la válvula limitadora y en ordenadas la caída de presión en la
reductora, expresada en % sobre la presión máxima.
En la figura 7-16 derecha se indican los caudales que circulan de P a A y de A a T en
función de la caída de presión en la válvula.
Figura 7-34 Curva característica de una válvula proporcional reductora de presión.
7.1.3 Válvula proporcional de caudal
Se trata de una válvula reguladora de caudal con su correspondiente balanza de presión,
que en lugar de ser regulada manualmente mediante un tornillo, como en su equivalente
convencional, en las válvulas proporcionales se efectúa gracias a un imán proporcional (figura 7-
17). En la figura 7-18 se acompaña la curva característica de una determinada válvula limitadora
de caudal proporcional comercial, figurando en abscisas la tensión que recibe y en ordenadas el
caudal que trasiega.
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
113
Válvula proporcional de caudal de 3 vías
Figura 7-35. Válvula proporcional de caudal de 3 vías
Figura 7-36. Curva característica de una válvula proporcional de caudal
Balanza de presión Restrictor de caudal
OLEOHIDRÁULICA
114
7.2 SERVOVÁLVULAS
Las servoválvulas no sólo son aptas para el mando, como las válvulas proporcionales,
sino que también sirven para la regulación.
Se recuerda que mandar significa dar una orden para que se pongan los medios con el fin
de conseguir un objetivo, pero la consecución de éste no es controlada y aunque no se obtenga el
objetivo con exactitud los medios no sufren correcciones. Sin embargo regular lleva consigo,
además de dar la orden para que se pongan los medios para conseguir un objetivo, se controla la
consecución de éste, y si no se cumple, se realizan las correcciones pertinentes hasta conseguirlo.
Las servoválvulas disponen de una retroalimentación interna que cumplen la función de
regulación descrita, de esta forma se obtiene en los circuitos hidráulicos que las utilizan un alto
grado de exactitud, superior que con las válvulas proporcionales y muy superior que con las
convencionales
Las servoválvulas constan de tres partes, el motor de mando (1), el amplificador hidráulico
(2) y la válvula principal de corredera (3) (figura 7-19).
Figura 7-37. Servoválvula con retroalimentación por presión.
El motor de mando transforma una intensidad eléctrica recibida en un desplazamiento de
un elemento especial (4) en forma de T, formado por un disco denominado ancora (5), que es la
1
2
3
9
4 5
6
7
8 10
11
15 13 14
12
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
115
parte superior de la T, y una placa (6) centrada y perpendicular al disco, que hace de pata de la T.
Esta placa, denominada de choque, está envuelta en un tubo elástico de paredes delgadas (7),
que tiene la misión de un resorte.
Cuando el motor de mando recibe una señal eléctrica el ancora gira sobre uno de sus
diámetros, que hace de eje de giro, desplazándose con ello la placa de choque.
El amplificador hidráulico está formado por dos toberas fijas (8), dos toberas regulables (9)
y por un filtro (10) que tiene la finalidad de proporcionar una extraordinaria limpieza al aceite que
circula por el amplificador hidráulico. Los caudales que atraviesan cada una de las toberas
regulables (9) se controlan mediante la mayor o menor proximidad de la placa de choque antes
mencionada, que se encuentra entre ellas. El aceite a presión pasa consecutivamente por el filtro,
las dos toberas fijas, dispuestas en paralelo, y por las dos toberas regulables, también dispuestas
en paralelo hacia el tanque. Si el motor de mando no recibe corriente eléctrica la placa de choque
se encuentra equidistante de ambas toberas.
Por otra parte el amplificador hidráulico tiene otras dos salidas (11 y 12), ubicadas
respectivamente entre las toberas fijas y las regulables, que conducen el aceite hacia la válvula
principal.
La válvula principal es constructivamente diferente según la forma de producir la
retroseñal necesaria para la regulación de la servoválvula. La retroalimentación puede hacerse por
presión del aceite, de manera mecánica y de forma eléctrica.
La servoválvula con retroseñal por presión dispone de una válvula principal con centrado
por resortes.
Cuando el motor de mando recibe una determinada intensidad eléctrica el ancora gira
sobre uno de sus diámetros, con ello la placa de choque se acerca a una de las toberas regulables
(supongamos sea la de la izquierda) y se aleja de la otra.
Debido a esto la presión aguas arriba de la tobera izquierda se incrementa y la de la
derecha desciende. Por este motivo se produce una presión diferencial entre las cámaras
izquierda (13) y derecha (14) de la válvula principal, favorable a la primera.
Por ello la corredera (15) se desplaza hasta una nueva posición de equilibrio conseguida
gracias a los resortes y a la presión diferencial.
Si en el primer desplazamiento no se consiguiera la posición deseada, la corredera
corregiría su posición hasta la requerida, pues existe una proporcionalidad exacta entre intensidad,
desplazamiento de la placa de choque y presión diferencial de las cámaras de la válvula principal,
siendo los muelles de ésta los que a la postre conducirán a la corredera a la posición exacta.
En la figura 7-20 se observa la relación entre las presiones pA, pB y el desplazamiento de
la placa de choque, y la que existe entre la intensidad y ∆p, que en este caso es lineal.
OLEOHIDRÁULICA
116
Figura 7-38. Curva característica de funcionamiento de una servoválvula.
Cuando se anula la intensidad en el motor de mando el tubo que envuelve la placa de
choque al hacer de muelle devuelve ésta a la posición central, la presión diferencial se anula y la
corredera se centra gracias a los resortes de la válvula principal.
Hablando ahora de las servoválvulas con retroseñal mecánica, en éstas se sustituyen los
resortes de la válvula principal por una varilla elástica (figura 7-21) que es una prolongación de la
placa de choque y que tiene su otro extremo unido a la corredera de la válvula principal. Al
desplazarse la placa de choque, producir la presión diferencial y desplazarse la corredera se
genera un momento flector en la varilla mencionada.
Figura 7-39. Servoválvula con retroalimentación mecánica.
Varilla elástica
T P
HIDRÁULICA PROPORCIONAL
117
Este momento flector hace que el ancora y la placa de choque regresen a su posición
primitiva. Si la posición conseguida de la corredera no es la deseada, es la propia varilla al hacer
el papel del muelle la que consigue que la corredera alcance el punto exacto.
Este momento flector hace que el ancora y la placa de choque regresen a su posición
primitiva, anulándose la presión diferencial.
En esta situación el momento producido por la intensidad eléctrica sobre el ancora se
contrapone con el momento de la varilla, adquiriendo la corredera una determinada posición, y
existiendo una proporcionalidad entre aquélla y ésta.
Si la corredera no alcanzara la posición deseada sufrirá la corrección correspondiente
hasta que se verifique el equilibrio indicado en el párrafo anterior.
La servoválvula con retroalimentación eléctrica consiste en que la corredera está unida
directamente a un sensor de posición electrónico. En el caso en que la corredera no alcanzara la
posición deseada lo acusará el sensor de posición, informará de ello al motor de mando y éste
desplazará la corredera hasta su posición exacta.
Cuando el diámetro de la válvula principal es grande la retroalimentación mecánica no
puede realizar la fuerza necesaria para cumplir el cometido descrito; en tal caso la
retroalimentación se efectúa en una válvula auxiliar intermedia que gobierna definitivamente a la,
ahora, válvula principal (figura 7-22), que es la que gobierna el circuito hidráulico, que lleva
incorporado un lector electrónico de posición.
Figura 7-40 Servoválvula con retroalimentación eléctrica y premando.
Lector de posición
Amplificador hidráulico
Motor de mando
Válvula auxiliar
Válvula principal
Varilla elástica
T P
OLEOHIDRÁULICA
118
Por la vía P entra a la válvula principal el caudal requerido para desplazar su corredera,
mientras que por las vías X e Y, que hacen de pilotaje, penetra el caudal que necesita la válvula
auxiliar y el amplificador. La válvula principal carece de muelles y en su lugar se tiene el lector de
posición.
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
119
8. CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
Como conclusión de este trabajo dedicado a la oleohidráulica se presenta un circuito
hidráulico concreto que ha realizar una determinada labor, resolviendo a continuación las
cuestiones de él derivadas.
El circuito de la figura 8-1 consta fundamentalmente de un distribuidor 4/3, un actuador y
una bomba. El cilindro ha de levantar una carga de 40.000 N con una carrera de 500 mm. Se han
de realizar dos ciclos en un minuto con una duración del avance de 12 s, aproximadamente.
1V1 1Z1
1P1
1V2
P T
40.000 N
1M1
1A
1V3
1Z2
1V4
4.000 kg
Figura 8-1. Esquema del circuito hidráulico
Se trata de elegir los elementos del sistema, tales como:
1. Cilindro 2. Bomba 3. Válvula distribuidora 4. Válvula de seguridad 5. Tuberías 6. Acumulador hidráulico 7. Tanque 8. Filtros 9. Refrigerador
OLEOHIDRÁULICA
120
8.1 Selección del cilindro
Para realizar cualquier cálculo de un circuito hidráulico es imprescindible conocer los datos
de partida del proceso a servir (figura 8-2) y auxiliarse de datos técnicos facilitados por los
catálogos comerciales, en este caso acudimos a los de las empresas Bosch. y Danfoss.
Datos disponibles:
F = 40.000 N L = 500 mm Dos ciclos de trabajo por minuto. T ≅ 12 s/avance
Aceite empleado: HLP46 (tabla de
propiedades en la página 2-9)
Figura 8-2. Esquema de funcionamiento del proceso
Si se observa la tabla del catálogo de dicha empresa dedicado a los cilindros, para una
carrera de 500 mm se necesita que el cilindro sea de D ≥ 50 mm. Otro dato del que se dispone es
que la presión máxima de trabajo del tipo de cilindro elegido en principio es de 160 bar.
La fuerza total que deberá superar el cilindro para que empiece a desplazarse su vástago
debe ser la siguiente:
htotal
mgF
η=
donde mg = 40.000 N, el rendimiento hidráulico suele situarse entre 0,8 y 0,9, se toma 0,85. Con
ello la fuerza total necesaria es de 47.059 N ≈ 47 kN. Por otra parte:
4
DpApF
2
11totalπ
⋅=⋅=
donde D es diámetro del émbolo del cilindro y p1 la presión en la cámara circular del cilindro.
Como pmax < 160 bar se obtiene un diámetro mínimo de 61,2 mm. El cilindro comercial
más cercano que se ajusta a esas condiciones es D = 63 mm. Si se restringe más la condición del
límite de la presión y se adopta p < 100 bar se obtiene:
mm 80 D mmπ10100
1044D
5
3
=→=⋅⋅
⋅⋅≥ 4,77
7
Q
60s
12s
Avance
Retroceso
tr tm
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
121
Con lo cual el diámetro del cilindro comercial sería D = 80 mm según catálogo.
Para la elección del diámetro del vástago se tienen dos opciones d = 36 y d = 56 mm.
Para elegir el más adecuado hay que tener en cuenta el posible pandeo. Para el cálculo a pandeo
del vástago se ha de elegir previamente su fijación. Se adopta la fijación con brida trasera y sin
fijación en el vástago con lo que el factor de corrección es K = 2.
Caso de carga según Euler
Un extremo libre, un extremo empotrado
Representación
gráfica
F
L
Lp Lp= 2⋅L
De esta forma se tiene que:
mm1.0002mm5002LL =⋅=⋅=p
El cálculo del pandeo se realiza mediante la expresión de Euler:
Eπ
LFI
L
IEπ F
2
2pp
2p
2
p ⋅
⋅=→
⋅⋅=
Fp= 47 kN ⋅ 3,5 = 164,5 kN, donde 3,5 es el coeficiente de seguridad
E= 2,1⋅1011 N/m2
Lp = 1 m
De donde 64
448- dπ m 10 7,9 I
⋅=⋅=
De donde se obtiene un diámetro de vástago de d = 35,6 mm. Por lo que se adopta un
vástago de 36 mm de diámetro.
Así pues nuestro cilindro tendrá las siguientes características:
OLEOHIDRÁULICA
122
D = 80 mm; d = 36 mm; L = 500 mm;
( ) 222
anular2
2
circular cm40,084
dDπA;cm50,26
4
DπA =
−===
La relación de áreas es 1,25:1.
La presión en el embolo será de: bar 94 kPa 9363,110,005026
47.059 p1 ≈==
A continuación se acompañan las características del cilindro elegido extractadas del
catálogo comercial.
Especificaciones según catálogo cilindros BOSCH H160-CA
Norma ISO 6020 / 2, DIN 24 554, NFE 48.016 Tipo Tirantes Presión dinámica de trabajo
max. 160 bar (mayores bajo demanda) Larga duración en todos los componentes
Presión de prueba 240bar Posición de montaje Como se desee Temperatura ambiente
–20°C … +80°C para juntas normales N
–20°C … +160°C para juntas de viton V ® ** Fluido Aceite mineral, otros bajo demanda Viscosidad 12 … 90 mm2 /s Temperatura del fluido
–20°C … +80°C para juntas normales N
–20°C … +160°C para juntas de viton V ® ** Filtración PU Pureza de aceite NAS 1638 clase 9 … 10 conseguida con filtro β25= 75
PP Pureza de aceite NAS 1638 clase 7 … 8 conseguida con filtro β10 = 75 D [mm] 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 d [mm] 12* 14* 18 22 28 36 45 56 70 90 18 22 28 36 45 56 70 90 110 140 Max. carga radial en el cojinete guía [N]
25 40 63 100 160 250 400 630 1000 1600
Velocidad máx (m/s) PU 0,5 0,4 0,25 PP 1
Carrera de amortigua- ción (mm) frontal
19 20 24 25
25 28
28 27
27 31
31 25
25 30
30 28
50 45
Trasera 16 16 26 26 26 29 29 29 40 53 Carrera mínima con amortiguamiento (mm)
40 45 55 55 60 60 65 65 70 105
Carrera máx. Recomendada (mm) 250 300 400 500 600 700 800 1000 1100 1250
Tolerancia de carrera + 2 mm (ISO 8131)
Vel. max. fin carrera 20 mm/s
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
123
Cálculo de los caudales
La velocidad de avance será de
m/s 0,04 cm/s 4,17 mm/s 41,67 s12
mm500va ====
De donde:
l/min 12,57 /scm 209 cm 50,26 cm/s 4,17 Av Q 32circulare ==⋅=⋅=
l/min 10,03 /scm 167 cm 40,08 cm/s 4,17 Av Q 32anulars ==⋅=⋅=
8.2 Válvula distribuidora
La selección de la válvula distribuidora adecuada al circuito hidráulico diseñado se basa
obviamente en los catálogos comerciales.
Se ha de tener en cuenta en primer lugar el número de vías y posiciones de la válvula y la
disposición de las primeras. En nuestro caso particular es de 4/3 con centros cerrados.
Dentro de cada tipo de válvula existen varios tamaños, generalmente tan solo 2 ó 3
tamaños, que se diferencian entre sí por el diámetro de las bocas y las secciones de paso
internas, de manera que para un determinado caudal tienen pérdidas de carga diferentes. Con
relación a esto hay que advertir que las pérdidas de carga pueden ser diferentes según la vía
recorrida por el líquido. Esta cuestión se define mediante sus curvas características que
representan la pérdida de carga en función del caudal para cada vía de la válvula. Aquí la vía tiene
la acepción de camino recorrido en el interior de la válvula, por ejemplo de P a A, de P a T, de A a
T etc.
En nuestro caso el caudal es de 12,57 l/min. En el catálogo de Danfoss, existen 3
tamaños o diámetros de bocas, habiendo elegido el tamaño nominal de 4 mm porque produce
unas pérdidas de carga aceptables para el caudal deseado. Su curva característica, en este caso
tan solo una, pues la pérdida de carga es la misma de P a A, de B a T, de P a B y de A a T, es la
curva 1 de la figura 8-3. La pérdida de carga admisible no debe ser superior a los 5 bar
aproximadamente. Para el caudal de entrada de 12,57 l/min la pérdida de carga es de 1,8 bar.
Para el caudal de salida 10,03 l/min la pérdida de carga será de 1,4 bar.
OLEOHIDRÁULICA
124
Figura 8-3. Curvas características de válvulas distribuidoras DCV2 de Danfoss.
En el cuadro adjunto se acompañan las características de la válvula elegida.
Cuadro de Características de la válvula distribuidora 4/3 DCV2 de Danfoss
Tamaño nominal mm 04 Caudal máximo l/min Ver curvas características p-Q Presión máxima de trabajo en las vías P,A,B
bar 320
Presión máxima de trabajo en la vía T bar 100 Pérdidas de carga bar Ver curvas características p-Q Fluido hidráulico Aceites hidráulicos de clases HM,HV según
CETOP RP91 H en viscosidad clases ISO VG 32,46 and 68
Rango de temperaturas del fluido °C –30 … +70 Rango de temperatura ambiente °C –30 … +50 Rango de viscosidad mm2 /s 20 … 400 Grado de limpieza del fluido Clase 18/15 según ISO 4406. Sin embargo
se recomienda un filtro con un grado de retención β10≥75
Máxima frecuencia de conexión 1/h 15.000 Tiempo de conexión con ν =35 mm2 /s ms 30 … 50 Tiempo de desconexión (ν =35mm2/s) ms 30 … 50 Vida Ciclos 10 7 Tipo de protección según DIN 40 050 IP 65 Peso –válvula con 1 solenoide Válvula con 2 solenoides
kg 0,9 1,25
8.3 Tuberías
Cálculo del diámetro nominal
El cálculo del diámetro de las tuberías se realiza mediante el teorema de la continuidad:
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
125
v4
πdQ
2i ⋅=
El diámetro se obtendrá adoptando una velocidad del flujo. En el caso de la tubería de
aspiración la velocidad recomendada depende de la viscosidad del fluido; en la de descarga es
función de la presión de trabajo, y por último, para la de retorno se recomienda un campo de
velocidades. En todo caso para caudales grandes se adoptan velocidades mayores. En el cuadro
siguiente se encuentran las velocidades recomendadas.
Recomendación de velocidades del aceite hidráulico en tuberías
Tubería de aspiración Tubería de presión Tubería de retorno
Viscosidad
cinemática
Velocidad
v
Presión
p
Velocidad
v
Velocidad
v
mm2/s m/s bar m/s m/s
150 0,6 25 2,5 - 3 1,7 – 4,5
100 0,75 50 3,5 – 4
50 1,2 100 4,5 – 5
30 1,3 200 5 – 6
>200 (ν=30 – 150 mm2/s) 6
Suponiendo una velocidad en la impulsión de 5 m/s, según recomendación de la tabla
adjunta. Es decir:
m0,0073560.π
4.12.57.10dv
4
πdQ
3
i
2i =
⋅=→⋅=
−
De la misma forma para la tubería de retorno, suponiendo una velocidad de 3 m/s:
m0,00843π60
1010,034d
3
i =⋅⋅⋅⋅
=−
Para la aspiración supondremos una velocidad de 1,2 m/s ya que la viscosidad cinemática
del aceite es de 46 cSt a 40ºC. De tal forma que:
m0,01491,2π601012,574
d3
i =⋅⋅⋅⋅
=−
En la tabla aneja de diámetros nominales de tuberías de acero, que es el material elegido,
se observa que existe una tubería con diámetro interior comercial de 15 mm, así que se adopta
OLEOHIDRÁULICA
126
una tubería de aspiración de dI = 15 mm. Para las tuberías de impulsión y de retorno se elige una
tubería con diámetro interior de 8 mm. Como la presión con que se va a trabajar es menor de 160
bar se elige una tubería con una presión nominal de 160 bar, es decir, PN 160.
Con este diámetro la velocidad en la impulsión será:
( )m/s4,2
108π60
1012,574v 23
3
=⋅⋅⋅
⋅⋅=
−
−
En el retorno:
( )m/s3,3
108π60
1014v 23
3
=⋅⋅⋅
⋅⋅=
−
−03,0
A continuación se acompañan las características de las tuberías extractadas del catálogo
comercial
Cuadro de características de las tuberías de acero estirado en frio, sin soldadura y recocido
SERIE MILIMÉTRICA
DIAMETRO
EXTERIOR
ESPESOR DIAMETRO
INTERIOR
PESO PRESION
DE
PRUEBA
PRESION DE
ESTALLIDO
RADIO MINIMO
DE CURVATURA
mm Mm mm kg/m kg/cm2 kg/cm2 mm 6 1 4 0,123 589 1212 15 8 1 6 0,173 464 907 20
10 1 8 0,222 371 726 25 12 1 10 0,271 309 604 30 14 1 12 0,321 265 520 35 15 1 13 0,345 247 484 37,5 16 1 14 0,370 232 453 40 18 1,5 15 0,610 309 604 45 20 1,5 17 0,685 279 544 50 22 1,5 19 0,758 253 495 55 25 1,5 22 0,869 224 437 62,5 28 2 24 1,282 265 520 70 30 2 26 1,381 247 484 75 35 2 31 1,627 212 415 87,5 38 2 34 1,775 196 481 95 40 2 36 1,874 185 363 100 45 2 41 2,122 165 324 112,5
Cálculo de pérdidas de carga
Se emplea para su cálculo la expresión de Darcy-Weisbach
2
vρ
D
1f
L
∆P 2
⋅⋅⋅=
donde f depende del nº de Reynolds y/o de la rugosidad relativa. El nº de Reynolds en la entrada
al cilindro es:
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
127
730 1046
1084,2
Dv Re
6-
-3
entrada =⋅⋅⋅
=⋅
=υ
Y el del aceite de salida del cilindro hacia el tanque:
578 1046
1083,3 Re 6-
-3
salida =⋅⋅⋅
=
Como Re < 2000 en ambos casos entonces Re
64 f = de dónde
fentrada= 0,088 y fsalida= 0,11
De esta forma las pérdidas de carga por metro de tubería serán:
bar/m 0,85Pa/m 85184 8780,008
10,088
L
∆P
entrada
≈=⋅⋅⋅=
2
2,4 2
bar/m 0,66Pa/m 65735 3,3
8780,008
10,11
L
∆P
salida
≈=⋅⋅⋅=
2
2
Si se supone una tubería de 3 m, ∆∆∆∆pentrada = 2,55 bar y ∆∆∆∆psalida = 1,98 bar.
Se consideran despreciables las pérdidas de carga en la tubería de aspiración y se deja al
lector libertad para verificarlo. No obstante si se coloca un filtro en la aspiración de la bomba, la
pérdida de carga de éste no sería despreciable debiendo acudir al catálogo comercial de dicho
filtro y consultar allí su pérdida de carga.
8.4 Selección de la bomba
La presión que ha de proporcionar la bomba será la necesaria para desplazar el peso y las
pérdidas de carga en conductos y válvulas. El cálculo de esta presión es:
Presión necesaria para subir el peso 94 bar
Pérdida de carga en válvula distribuidora en la vía hacia el cilindro (P→A) 1,8 bar
Pérdida de carga en el conducto entre bomba y cilindro 2,55 bar
Pérdida de carga en la válvula distribuidora en la vía hacia el tanque (B→T) 1,4 bar
Pérdida de carga en el conducto entre cilindro y tanque 1,98 bar
Presión necesaria del lado del émbolo para vencer las perdidas de carga en el retorno (relación de áreas en las caras del émbolo del cilindro 1:1,25)
1,25
1,981,4
+ 2,7 bar
PRESIÓN TOTAL NECESARIA 101,05
Así pues nuestra bomba deberá proporcionar un caudal mayor de 12,57 l/min y una
presión superior a 101 bar.
OLEOHIDRÁULICA
128
La potencia útil de la bomba será:
W2.11660
.12,57.10101.10Qp P
35
==⋅=−
De esta forma se ha de buscar en el catálogo una bomba de una potencia mayor que 2,2
kW que proporcione un caudal mayor que 12,57 l/min y una presión mayor que 101 bar.
Si se elige una bomba de engranajes internos, del catálogo de bombas de Bosch adjunto
lo primero que se ha de observar es la cilindrada, puesto que todas las bombas son capaces de
proporcionar una presión mayor que 210 bar. Si se adopta un motor eléctrico que gire a 1.450 rpm
se obtiene que la cilindrada habrá de ser:
3cm 8,671450
12,57 c ==
Observando el cuadro de características de estas bombas se elige la que proporciona 10
cm3/rev.
El caudal para un rendimiento volumétrico del 100% será de Q = 10⋅1,45 = 14,5 l/min.
Como nuestra presión a la salida de la bomba será de unos 98 bar el rendimiento volumétrico será
del orden del 98% (figura 8-5), con lo que el caudal que suministrará la bomba será de:
Q = 14,5⋅0,98 = 14,21 l/min.
A continuación se adjuntan las características de la bomba extractadas del catálogo de la
empresa fabricante, así como su curva característica (figura 8-4).
Cuadro de características de la bomba
Cilindrada (cm3/rev)
Peso (kg)
Conexiones SAEJ518 C Code 61*
n min (rpm)
n max (rpm)
p max (bar)
Par max (Nm)
Aspiración Presión Pmte. Pico Motor bomba
3,5 4 5 4.2 ½” ½” 6,3 4.4 8 4.6 ¾” ½” 10 4.8
150 75
13 8.6 16 9
1” ½”
3200
20 9.6
330 345
25 10.2 300 330 32 11
1 ¼” ¾” 2800 250 280
320 180
40 16.3 315 345 50 17.4 280 315 64 18.7
1 ½” 1” 2200 230 250
575 380
80 30.7 280 315 100 32.6 250 300 125 35
2” 1 ½” 210 250
1000 740
160 50 280 315 200 54 2 ½” 1 ½” 250 300 250 59 3” 1 ½”
600
1800
210 250 1860 1140
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
129
Tipo de construcción Bomba de caudal constante de engranajes internos Tipo de montaje 1. Mounting to DIN/ISO 3019/1 (inches)
2. Mounting to DIN/ISO 3019/2 (metric) Tipo de accionamiento Directo con acoplamiento Rango de temperatura ambiente –15 °C ... + 60 °C Min. presión en la admisión 0.8 bar absoluta (0.2 bar negativa presión manométrica) Max. presión en la admisión 2 bar absoluta (1 bar presión manométrica) Fluido hidráulico Aceite mineral DIN 51 524 part 2 Rango de temperatura fluido hidráulico –15 °C ... 70 °C Viscosidad Rango permisible 12 hasta 100 mm2 /s;
Recomendada 46 mm2 /s (ISO – VG 46); Viscosidad máxima 500 mm2 /s durante arranque con motor eléctrico a 1800 rpm; Viscosidad máxima 800 mm2 /s durante arranque con motor combustión interna
Filtrado NAS 1638, clase 9;ISO/DIS 4406, clase 18/15 obtenido con fineza de filtro β20 = 75** Recomendado β10 = 100 para un incremento en la vida de la bomba.
* Conexiones con 1 ½“ difieren de SAE J518 c Code 61 ** Porcentaje de retención de partículas sucias > 20 µm is 1:75, i. e. 98.67 %
Figura 8-4. Curva característica de la bomba seleccionada
Elegida la bomba se pueden calcular las velocidades del cilindro a la entrada y a la salida
del vástago.
m/s 0,0471 50,26.10
14,21.10
A
Q v 4-
-3
avance ===60.
m/s 0,059 40,08.10
14,21.10
A
Q v 4-
-3
retroceso ===60.
98
OLEOHIDRÁULICA
130
Los tiempos de ciclo serán de:
s 10,62 0,0471
0,50
v
L tavance ===
El tiempo de retroceso será:
s 0,059
0,50
v
L tretroceso 47,8===
Al circular 14,21 l/min en vez de los 12,57 l/min previstos en la válvula distribuidora y en
las conducciones se producirán unas pérdidas de carga superiores (2,2 y 2,82 bar
respectivamente).
8.5 Válvula de seguridad
La válvula de seguridad se elige en función de la presión de tarado y del caudal que se
desee que trasiegue. Este caudal será el que proporciona la bomba, dado que es de cilindrada
constante.
La válvula se deberá de abrir cuando el cilindro llegue a sus posiciones extremas para que
la presión no se incremente indebidamente. El caudal en nuestro caso es de 14,2 l/min; la presión
será de 99 bar en el cilindro, más la perdida de carga.
En el catálogo general se elige aquella válvula que para 14,2 l/min le corresponda una
presión superior a 99 bar. En el momento de montar la instalación se actuará sobre el mecanismo
de regulación de la presión de tarado hasta que alcance el valor deseado.
La válvula se abrirá con una presión algo inferior, del orden de 5 bar, pero cuando se
alcance en el sistema, aguas arriba de la válvula distribuidora en posición de centros cerrados, los
99 bar, circulará hacia tanque la totalidad del caudal dado por la bomba. Cuando la presión del
sistema esté comprendido entre 94 y 99 bar circulará caudal hacia el cilindro y hacia tanque
simultáneamente, pero esto sucederá durante un lapso de tiempo pequeñísimo.
Se acompaña la figura 8-5 donde se representa la curva característica de la válvula de
seguridad comercial elegida. Existen dos tamaños, habiendo elegido la de 6 mm de tamaño
nominal. La selección realizada corresponde al caso en que no se incluye acumulador hidráulico
en el circuito (8.6).
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
131
Figura 8-5. Curva característica de la válvula de seguridad 1A21 - F 3 - 40 SV de Danfoss.
8.6 Acumulador hidráulico
Aunque no todo circuito hidráulico incorpora un acumulador, en este problema se
selecciona un acumulador comercial en este apartado y en otros se supone que no lo lleva
instalado. El acumulador tiene las ventajas, entre otras de poder trabajar con una bomba de menor
tamaño y dar una respuesta más rápida a las necesidades puntuales de caudal.
Se desea que el acumulador almacene el volumen V2 que proporciona la bomba en los
tiempos muertos en los que no realiza trabajo el actuador (figura 8-6), para aprovecharlo en los
tiempos en los que sí trabaja, es decir, durante la carrera de avance y retroceso del cilindro. De
esta forma se podrá trabajar con una bomba más pequeña y por tanto más económica. Además
trabajará de forma más eficiente, de manera que el volumen de aceite que se desperdicia (V =
Qb⋅tm) derivándose por la válvula limitadora de presión, haciendo que el fluido se caliente, sea
acumulado para aprovecharlo más tarde. La nueva bomba deberá proporcionar un caudal Qb’ a
determinar.
OLEOHIDRÁULICA
132
Qb
60s
12s
Avance
Retroceso
6s tm
Q’b
V2
V1
Figura 8-6. Esquema caudal – tiempo del proceso.
Los datos de los que se parte son los siguientes:
Caudal necesario para el cilindro: Qb = 12,57 l/min, durante 12 s y 10,03 durante 6s.
Tiempo útil de trabajo antes de colocar el acumulador: t1= tavance+ tretroceso= 12 + 6 = 18s
Tiempo muerto en cada ciclo antes de instalar el acumulador: tm = 30 – 18 = 12 s
Instalando el acumulador el caudal proporcionado por la bomba deberá ser:
l/min7,0330
610,031212,57=
⋅+⋅='
bQ
La cilindrada de la nueva bomba será:
C = 7,03/1.500 = 0,005 dm3 = 5 cm3
Existe una bomba en el catálogo de 5 cm3 de cilindrada, pero si se tiene en cuenta el
rendimiento volumétrico que a 120 bar es de aproximadamente el 98%, se elige la bomba de una
cilindrada inmediatamente superior que es de 6,3 cm3, la cual dará a 120 bar un caudal de
aproximadamente: Qb’ = 6,3⋅1.500⋅0,98 = 9.260 cm3 = 9,26 l/min.
Ahora se ha de calcular el volumen (V1 – V2) de aceite que tendrá que almacenar el
acumulador, es decir, su volumen útil:
V1 – V2 = Qb’⋅ tm = (9,26/60) ⋅ 12 = 1,852 l
Una vez conocido el volumen útil del acumulador será preciso conocer su volumen total.
Para eso primero hay que considerar 3 estados en la presión del gas del acumulador, tal como se
ha explicado en 5.5.2. El primer estado, que denominaremos 0, se verifica cuando el acumulador
está cargado de nitrógeno a presión pero sin estar conectado a la red hidráulica. La presión será
p0 y el volumen ocupado por el gas será V0. Este volumen es equivalente al volumen total del
acumulador.
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
133
El estado 1 se corresponde con la presión mínima de la instalación hidráulica, con el fin
que la membrana del acumulador no entre en contacto con la válvula de entrada del aceite. El
estado 2 es cuando se alcanza la presión máxima en el gas, corresponde al momento en que el
acumulador contiene una cantidad máxima de aceite.
Los procesos en un acumulador hidráulico son politrópicos, que quiere decir que están
entre adiabáticos puros (sin intercambio de calor) e isotérmicos (a temperatura constante). Se
puede considerar el proceso como adiabático puro (figura 8-7), en el caso de que la compresión y
la expansión del gas se produzca en un tiempo breve, menor de 1 min.
La ecuación que rige un proceso adiabático es:
p
p
p
p
V V
n1
2
0n
1
1
0
0
−
∆=
p
V
2
10
V0V1V2 ∆V
p1
p2
p0
Figura 8-7. Proceso adibático.
Se adoptan los siguientes datos:
p1 = 109 + 2,2 + 1 = 112,2 bar absolutos, és decir, la presión mínima del sistema.
p2 = 160 bar absolutos. Se calcula incrementando p1 en un valor arbitrario, con el
suficiente margen para que el líquido desaloje el acumulador de aceite, venciendo las pérdidas de
carga con comodidad suficiente. Con esta presión se tararán las válvulas limitadoras de presión.
p0 = 0,9⋅p1 = 101 bar. Se escoge entre un 80 y un 90% de p1.
n = 1,4. Es el coeficiente adiabático para el nitrógeno en condiciones normales (0ºC y 0
bar)
Con todos estos datos se calcula el volumen de llenado del acumulador:
OLEOHIDRÁULICA
134
l 8,92
160
101
112,2
101
1,852 V
1
1,4
10 =
−
=41,
En el catálogo de acumuladores encontramos uno que tiene 9,5 l de capacidad total
Cuadro de características de acumuladores
Volumen nominal [l]
1 4 10 20 35 50
Volumen de gas efectivo [l]
1 3,5 9,5 18,5 33,5 48,5
200 50 - - - - 250 - - -
TÜV
330 330 330 330 330 330 DRIRE 330 280 280 280 280 280
Presión maxima de servicio [bar]
ASME 207 207 207 207
En el caso de que el sistema dispusiera de este acumulador la válvula de seguridad
debería elegirse con un caudal de 9,26 l/min y una presión de 160 bar. La válvula elegida sería la
misma pero tarada en el momento de la instalación en un punto diferente.
8.7 Tanque
La capacidad del tanque deberá ser de 3 a 5 veces el volumen proporcionado por la
bomba en un minuto, es decir, en nuestro caso; si se supone que no existe acumulador, sería:
V = 4⋅14,2 = 56,8 l
En el catálogo de Mannesmann existe un tanque de 63 l que será el que se adopte.
8.8 Refrigerador
Se supone el caso en que no se instalase el acumulador seleccionado en el apartado
14.6.
Según el esquema del circuito hidráulico, siempre que no esté trabajando el cilindro,
estará funcionando la válvula limitadora de presión, ya que la válvula distribuidora es de centros
cerrados. De esta forma por la válvula limitadora de presión tarada a 105 bar absolutos se irá todo
el caudal proporcionado por la bomba, o sea 14,7 l/min. La potencia perdida será:
W2.48560
14,2.10105.10QpP(kW)
-35
=⋅
=⋅=
Como la válvula funciona aproximadamente 24 s cada minuto, la energía perdida será:
Wh9113.600
60222.485E =
⋅⋅=
CÁLCULOS DE UN CIRCUITO HIDRÁULICO
135
En el resto del tiempo, es decir los 36 s restantes también se produce una pérdida de
energía debido a las pérdidas de carga producidas en las tuberías y sobre todo en la válvula
distribuidora.
Toda esa energía se pierde en forma de calor que hace aumentar la temperatura del
aceite que se deberá enfriar a lo largo de la instalación, y sobre todo en el tanque. Considerando
solo el tanque como elemento disipador de energía, se tiene que:
ambienteaceite tAk
Pt +
⋅=
donde, P = potencia calorífica a disipar que será igual a la energía generada calculada arriba en
kW. A es la superficie del tanque mojada por el aceite en m2 y k la conductividad térmica de las
paredes del tanque. Empíricamente se adopta como dato un valor de 0,01 kW/m2ºC.
Si consideramos el tanque con una capacidad equivalente al proporcionado por la bomba
durante 3 minutos, se tendrá un valor de 3⋅14,2 = 42,6 l. Si se cubica ese volumen se puede
suponer un tanque de unas medidas de 0,6 m de largo por 0,3 m de fondo y lleno hasta unos 0,25
m de altura, lo que daría 45 l. De esta forma el área de disipación será de A= (2⋅0,6⋅0,25) +
(2⋅0,3⋅0,25) +(0,6⋅0,3) = 0,63 m2. Si se supone una temperatura exterior de 20ºC, se obtiene:
Cº 165 200,630,01
0,911Taceite ≈+
⋅=
Temperatura totalmente inaceptable por lo que se deberá instalar en la tubería de retorno
un intercambiador de calor que refrigere el aceite. Si se supone una temperatura del aceite de
unos 50 ºC, para mantener una viscosidad aceptable, se obtiene una potencia disipada en el
tanque de:
P = 0,01⋅0,63⋅(50 - 20) = 0,189 kW
El resto de potencia hasta 0,911 kW de potencia que se ha de disipar lo ha de hacer el
intercambiador de calor:
Pintercambiador = 0,911 - 0,189 = 0,722 kW
Consideramos que este ejemplo servirá para que el lector pueda asimilar a cualquier otro
caso que se presente.
En el ejemplo presentado falta por contemplar la elección de filtro y cálcular la pérdida de
carga generada en ellos.
APÉNDICE
A-1
SIMBOLOGÍA OLEOHIDRÁULICA
BOMBAS
Bomba de caudal constante de
un solo sentido de flujo
Bomba de caudal variable y
un solo sentido de flujo
Bomba de caudal constante de
dos sentidos de flujo
Bomba de caudal variable 2
sentidos de flujo y 2 sentidos
de giro
MOTORES
Motor de caudal constante con
dos sentidos de flujo y de giro
Motor oscilante
CILINDROS
Cilindro neumático de simple
efecto con retroceso por muelle
Cilindro de simple efecto con
retroceso por fuerza exterior
Cilindro de doble efecto
Cilindro de doble efecto con
doble vástago
Cilindro de doble efecto con
doble amortiguación regulable
Cilindro telescópico de simple
efecto
Cilindro telescópico de doble
efecto
Elementos de medición
Manómetro
Caudalímetro
Termómetro
Caudalimetro contador
Presostato
APÉNDICE
A-2
Transmisión de energía
Conducto Conducto flexible
Fuente de presión hidraulica
Cruce de conductos
Unión de conductos
Filtro
Acumulador
Calentador
Refrigerador por aire
Refrigerador por líquido
Motor de accionamiento
eléctrico 0.00 kW
Motor de accionamiento de
explosión
Refrigerador sin conductos para
el sentido de flujo del medio
refrigerante
Refrigerador con conductos
para el medio refrigerante
Válvulas de presión
Limitadora de presión
Válvula de secuencia
Valvula reductora de presión de
3 vías P T
A
APÉNDICE
A-3
Válvulas distribuidoras
Válvula 2/2 normalmente cerrada (NC)
P
A
Válvula 3/2 normalmente cerrada (NC)
P
A
T
Válvula 4/2
P
B
T
A
Válvula 4/3 con centro cerrado P
B
T
A
Válvula 4/3 con centro a escape en las vías de trabajo
P
B
T
A
Válvula 4/3 con centro con recirculación P-T
P
B
T
A
Válvula distribuidora proporcional con posiciones intermedias y 2 posiciones finales.
Válvula distribuidora proporcional con posiciones intermedias y 3 posiciones finales.
Accionamientos
Manual
General Pulsador Pulsador a tracción Palanca Pedal
Mecánico
Leva Rodillo Rodillo escamoteable muelle
Accionamiento por presión
Pilotaje hidráulico Centrado por muelle Por aplicación de presión
diferencial
Accionamiento eléctrico
APÉNDICE
A-4
Electroimán con un
devanado
Electroimán con dos
devanados
Electroimán y
servopilotaje hidráulico Enclavamiento
Válvulas de cierre
Válvula antirretorno Válvula antirretorno
precargada Selector de circuito Antirretorno pilotada
Válvulas de caudal
Válvula reguladora de caudal
con estrangulación variable
Regulador de caudal
unidireccional
Válvula estranguladora de
caudal por diafragma regulable Divisor de caudal
Reguladora de caudal con
balanza compensadora de
presión
Reguladora de presión
compensada en presión y
temperatura
Reguladora de caudal de 3 vías
con compensación en
temperatura y presión
Válvula de cierre
APÉNDICE
A-5
Bibliografía
A continuación se adjunta la bibliografía recomendada entre la disponible en biblioteca
para oleohidráulica. No obstante a pesar de no aparecer en la biblioteca se recomienda
especialmente la consulta de catálogos comerciales en los que aparecen las últimas novedades
de los elementos, además de todos los aspectos a tener en cuenta a la hora de la selección de
componentes.
Schmitt G. A. - Training Hidráulico. Volumen 1. Libro de información y enseñanza de la
oleohidráulica - Ed Mannesmann Rextoth GmbH
Dorr H. y otros - Training hidráulico. Compendio 2. Técnica de válvulas proporcionales y
servoválvulas - Ed Mannesmann Rextoth GmbH
Drexler P. y otros - Training hidráulico. Compendio 3. Proyecto y construcción de equipos
hidráulicos - Ed Mannesmann Rextoth GmbH
Groote J.P. - Tecnología de los circuitos hidráulicos - Ed CEAC
Serrano Nicolás A. - Oleohidráulica - Ed Mc Graw-Hill Profesional - 2002
Ecenarro Mikel - Componentes y aplicaciones Oleo-hidráulicas – HRE HIDRAULIC
Departamento de Mecánica de fluidos e Ingeniería Eléctrica. Universidad Politécnica de
Cataluña - Oleohidráulica proporcional - Ed Universidad Politécnica de Cataluña.
Igualmente puede ser de interés la consulta de diferentes páginas ”web” de internet. Aquí
vamos a dar la dirección de empresas relacionadas con estas tecnologías.
BOSCH-REXROTH: http://www.boschrexroth.com/
PARKER: http://www.parker.com/
MOOG: http://www.servovalve.com/
DENISON: http://www.denisonhydraulics.com/
VICKERS: http://63.97.220.68/amd_fp/index.htm
CEPSA: http://www.cepsa.es/cepsa-lubricantes/aceites/cepsa.htm